计量泵

《液压传动》

1 液压传动概述

INTRODUCTION TO FLUID POWER TRANSMISSION

1.1液压传动定义与发展概况

1.1.1液压传动的定义 Definition of Fluid Power Transmission

一部完整的机器是由原动机(Prime Mover)、传动机构(Transmission Section)及节制部分(Control Section)、工作机(End-use Device)(含辅助装配)构成。原动机包括电动机、内燃机等。工作机即完成该机器之工作任务的直接工作部分,如剪床的剪刀,车床的刀架、车刀、卡盘等。由于原动机的功率和转速变化范围有限,为了适应工作机的工作力和工作速度变化范围较宽,以及其它操纵性能的要求,在原动机和工作机之间设置了传动机构,其作用是把原动机输出功率经过变换后传递给工作机。

传动机构通常分为机械传动(Mechanics)、电气传动(Electrics)和流体传动(Fluid Power)机构。流体传动是以流体为工作媒质举行能量转换、传递和节制的传动。它包括液压传动(Hydraulic Power Transmission )、液力传动(Fluid drive)和大气的压力传动(Pneumatics) 。

液压传动和液力传动均是以液体作为工作媒质来举行能量传递的传动体式格局。液压传动首要是利用液体的压力能来传递能量;而液力传动则首要是利用液体的动能来传递能量。由于液压传动有很多突出的优点,因此,它被广泛地应用于机械制造、工程修建、石油化工、交通运输、军事器械、矿山冶金、轻工、农机、渔业、林业等各方面。同时,也被应用到航天航空、海洋开发、核能工程和地震预测等各个工程技能范畴。

1.1.2液压传动的发展概况

液压传动相对机械传动来说,它是一门新学科,从17世纪中叶帕斯卡提出静压传动道理,18世纪末英国制成第一台水压机算起,液压传动已有2～3百年的历史,只是由于早期技能水平和生产需求的不足,液压传动技能没有得到普遍地应用。随着科学技能的不断发展,对传动技能的要求越来越高,液压传动技能自身也在不断发展,出格是在第二次世界大战期间及战后,由于军事及建设需求的刺激,液压技能日趋成熟。

第二次世界大战前后,乐成地将液压传动装配用于舰艇炮塔转向器,其后出现了液压六角车床和磨床,一些通用机床到本世纪30年代才用上了液压传动。第二次世界大战期间,在兵器上采用了功率大、反应快、动作数的液压传动和节制装配,它大大提高了兵器的性能,也大大增进了液压技能的发展。战后,液压技能迅速转向民用,并随着各种规范的不断制订和完善及各类元件的规范化、规格化、系列化而在机械制造,工程机械、农业机械、汽车制造等行业中推广开来。近30年来,由于原子能技能、航空航天技能、节制技能、质料科学、微电子技能等学科的发展,再次将液压技能推向前进,使它发展成为包括传动、节制、检测在内的一门完整的自动化技能,在国民经济的各个部门都得到了应用,如工程机械、数控加工中心、冶金自动线等。采用液压传动的程度已成为衡量一个国家工业水平的重要标志之一。

1.2 液压传动的工作道理及系统构成 The Principle of Hydraulic Power Transmission System

1.2.1 液压传动系统的工作道理

图1.1为磨床工作台液压系统工作道理图。液压泵4(Hydraulic Pump)在电动机(Electric Motor)(图中未画出)的带动下旋转,油液由油箱1(Tank)经过滤器2(Filters)被吸入液压泵,由液压泵输入的压力油通过手动换向阀11(Manually-actuated Directional Control Valve),节流阀13(Check Valve)、换向阀15(Directional Valve)进入液压缸18(Cylinder)的左腔,推动活塞17(Piston)和工作台19(Work Table)向右移动,液压缸18右腔的油液经换向阀15排回油箱。如果将换向阀15转换成如图1.1(b)所示的状态,则压力油进入液压缸18的右腔,推动活塞17和工作台19向左移动,液压缸18左腔的油液经换向阀15排回油箱。工作台19的移动速度由节流阀13来调节。当节流阀开大时,进入液压缸18的油液增多,工作台的移动速度增大;当节流阀关小时,工作台的移动速度减小。液压泵4输出的压力油除了进人节流阀13以外,其余的打开溢流阀6(Relief Valve)流回油箱。 如果将手动换向阀9转换成如图1.1(c)所示的状态,液压泵输出的油液经手动换向阀9流回油箱,这时候工作台停止运动,液压系统处卸荷(Unload)状态。

图1.1 磨床工作台液压传动系统工作道理

1-油箱(Tank);2-过滤器(Filter);3,12,14-回油管(Return Line);4-液压泵(Pump);5-弹簧(Spring);6-钢球(Steel Ball);7-溢流阀(Relief Valve);8,10-压力油管(Pressure Line);9-手动换向阀(Manually Actuated Directional Valve);11,16-换向手柄(Hand Lever);13-节流阀(Check Valve);15-换向阀(Directional Valve);17-活塞(Piston);18-液压缸(Cylinder);19-工作台(Work Table)

图1.2用图形符号表示的磨床工作台液压系统图

l-油箱(Tank);2-过滤器(Filter);3-液压泵(Pumps);4-溢流阀(Relief Valve);5-手动换向阀(Manually Actuated Directional Valve);6-节流阀(Check Valve);7-换向阀(Directional Valve);8-活塞(Piston);9-液压缸(Cylinder)

1.2.2液压传动系统的构成 Components of Hydraulic System

从上述例子可以看出,液压传动是以液体作为工作媒质来举行工作的,一个完整的液压传动系统由以下几部分构成:

(1) 液压泵(Hydraulic pump)(动力元件):是将原动机所输出的机械能转换成液体压力能的元件,其作用是向液压系统提供压力油,液压泵是液压系统的心脏。

(2) 执行元件(Actuators):把液体压力能转换成机械能以驱动工作机构的元件,执行元件包括液压缸和液压马达。

⑶ 节制元件(Control components):包括压力、方向、流量节制阀,是对系统中油液压力、流量、方向举行节制和调节的元件。如换向阀15即属节制元件。

⑷ 辅助元件(Ancillary components):上述三个构成部分以外的其它元件,如管道、管接头、油箱、滤油器等为辅助元件。

1.2.3 液压系统的图形符号 Fluid Power Diagram and Symbols

图1.1(a) 所示的液压系统图是一种半结构式的工作道理图。它直观性强,容易理解,但难于绘制。在实际工作中,除少数时会外,一般都采用国标GB/T786.1-93所划定的液压与气动图形符号(参看附录)来绘制,如图1.2所示。图形符号表示元件的功能,而不表示元件的具体结构和参数;反映各元件在油路连接上的相互关系,不反映其空间安装位置;只反映静止位置或初始位置的工作状态,不反映其过渡过程。使用图形符号既便于绘制,又可以使液压系统简单明了。

1.3 液压传动的优缺点 Advantages and Disadvantages of Fluid Power Transmission

1.3.1 液压传动系统的首要优点(Advantages)

液压传动与机械传动、电气传动相比有以下首要优点:

(1) 在同等功率情况下,液压执行元件体积小、重量轻、结构紧凑。例如同功率液压马达的重量约只有电动机的1/6左右。

(2) 液压传动的各种元件,可按照需要方便、灵活地来布置;

⑶ 液压装配工作比较平顺,由于重量轻,惯性小,反应快,液压装配易于实现快速启动、制动和频繁的换向;

⑷ 操纵节制方便,可实现大范围的无级调速(调速范围达2000:1),它还可以在运行的过程及第行调速;

⑸ 一般采用矿物油为工作媒质,相对运动面可自行润滑,使用寿命长;

(6) 容易实现直线运动;

(7) 既易实现机器的自动化,又易于实现过载保护,当采用电液联合节制甚至计较机节制后,可实现大负载、高精度、远程自动节制。

⑻ 液压元件实现了规范化、系列化、通用化,便于设计、制造和使用。

1.3.2 液压传动系统的首要缺点(Disadvantages)

(1)液压传动不克不及保证严酷的传动比,这是由于液压油的可压缩性和走漏造成的。

(2)工作性能易受温度变化的影响,因此不宜在很高或很低的温度条件下工作。

⑶由于流体流动的阻力损失和走漏较大,所以效率较低。如果处置惩罚不当,走漏不仅污染场地,而且还可能引起火灾和爆炸事故。

⑷为了减少走漏,液压元件在制造精度上要求较高,因此它的造价高,且对油液的污染比较敏感。

总的说来,液压传动的优点最突出的,它的一些缺点有的现已大为改善,有的将随着科学技能的发展而进一步得到克服。

1.4液压传动的工作媒质 Hydraulic Fluids

1.4.1 液压系统对工作媒质的要求 Requirement for Hydraulic Fluids

液压工作媒质一般称为液压油(有部分液压媒质已不含油的成份)。液压媒质的性能对液压系统的工作状态有很大影响,对液压系统对工作媒质的基本要求如下:

(l)有适当的粘度(Viscosity)和良好的粘温特性。

粘度是选择工作媒质的首要因素。液压油的粘性,对减少间隙的走漏、保证液压元件的密封性能都起着意要作用。粘度过高,各部件运动阻力增加,温升快,泵的自吸能力下降,同时,管道压力降和功率损失增大。反之,粘度过低会增加系统的走漏,并使液压油膜支承能力下降,而导致摩擦副间孕育发生摩擦。所以工作媒质要有合适的粘度范围,同时在温度、压力变化下和剪切力作用下,油的粘度变化要小。

液压媒质粘度用运动粘度(kinematic viscosity) 表示。在国际单位制中 的单位是 ,而在实用上油的粘度用 (cSt,厘斯)表示。

粘度是液压油(液)划分商标的依据。按国标GB/T3141-94所划定,液压油产品的商标用粘度的等级表示,即用该液压油在40℃时的运动粘度中心值表示。

表l.1是常用液压油的新、旧粘度等级商标的对照(注:82年以前的旧规范是以50℃时的粘度值作为液压油的粘度等级商标)。

表1.1 常用液压油的商标和粘度

ISO 3448-92

粘度等级

GB/T3141-94

粘度等级(现商标)

40℃的运动粘度

厘斯

83-90年的

过渡商标

82年以前相近的旧商标

ISO VG15

15

13.5～16.5

N15

10

ISO VG22

22

19.8～24.2

N22

15

ISO VG32

32

28.8～35.2

N32

20

ISO VG46

46

41.4～50.6

N46

30

ISO VG68

68

61.2～74.8

N68

40

ISO VGI00

100

90～11O

N100

60

所有工作媒质的粘度都随温度的升高而降低,粘温特性好是指工作媒质的粘度随温度变化小,粘温特性通常用粘度指数表示。一般情况下,在高压或者高温条件下工作时,为了获得较高的容积效率,不使油的粘度过低,应采用高商标液压油;低温时或泵的吸入条件欠好时(压力低,阻力大),应采用低商标液压油。

(2)氧化安定性和剪切安定性好。

工作媒质与空气接触,出格是在高温、高压下容易氧化、变质。氧化后酸值增加会增强腐蚀性,氧化生成的粘稠状油泥会堵塞滤油器,妨碍部件的动作以及降低系统效率。因此,要求它具有良好的氧化安定性和热安定性。

剪切安定性是指工作媒质通过液压节流间隙时,要经受剧烈的剪切作用,会使一些聚合型增粘剂高分子断裂,造成粘度永久性下降,在高压、高速时,这种情况尤为紧张。为延长使用寿命,要求剪切安定性好。

⑶抗乳化性、抗泡沫性好。

工作媒质在工作过程中可能混入水或出现凝结水。混有水分的工作媒质在泵和其它元件的长期剧烈搅拌下,易形成乳化液,使工作媒质水分解变质或生成沉淀物,引起工作系统锈蚀和腐蚀,所以要求工作媒质有良好的抗乳化性。抗泡沫性是指空气混入工作媒质后会孕育发生气泡儿,混有气泡儿的媒质在液压系统内循环,会孕育发生异常的噪声、振动,所以要求工作媒质具有良好的抗泡性和空气释放能力。

⑷闪点、燃点要高,能防火、防爆。

⑸有良好的润滑性和防腐蚀性,不腐蚀金属和密封件。

(6)对人体无害,成本低。

1.4.2 液压媒质的种类Types of Hydraulic Fluids

液压传动媒质按照GB/T7631.2-87(等效采用ISO 6743/4)举行分类,首要有石油基液压油和难燃液压液两大类。

1.4.2.1 石油基液压油 Petroleum-based Fluids

(1)L-HL液压油(又名普通液压油):采用精制矿物油作基础油,加入抗氧、抗腐、抗泡、防锈等添加剂调合而成,是当前我国供需量最大的主品种,用于一般液压系统,但只适于O ℃以上的工作环境。其商标有:HL-32、HL-46、HL-68。在其代号L-HL中,L代表润滑剂类,H代表液压油,L代表防锈、抗氧化型,最后的数字代表运动粘度。

(2)L-HM液压油(又名抗磨液压油,M代表抗磨型):其基础油与普通液压油同,除加有抗氧、防锈剂外,主剂是极压抗磨剂,以减少液压件的磨耗。适用于-15℃以上的高压、高速工程机械和车辆液压系统。其商标有:HM-32、HM-46、HM-68、HM-100、HM-150。

⑶L-HG液压油(又名液压-导轨油):其基础油与普通液压油同,除普通液压油所具有的全部添加剂外,还加有油性剂,用于导轨润滑时有良好的防爬性能。适用于机床液压和导轨润滑合用的系统。

⑷L-HV液压油(又名低温液压油、稠化液压油、高粘度指数液压油):用深度脱蜡的精制矿物油,加抗氧、抗腐、抗磨、抗泡、防锈、降凝和增粘等添加剂调合而成。其粘温特性好,有较好的润滑性,以保证不发生低速爬行和低速不稳定现象。适用于低温地区的户外高压系统及数控紧密机床液压系统。

⑸其它专用液压油:如航空液压油(红油)、炮用液压油、舰用液压油等。

1.4.2.2 难燃液压液 Synthetic Fire-resistant Fluids

难燃液压液可分为合成型(Synthetics)、油水乳化型(Phosphate esters)和高水基型(High Water Content Fluids)三大类。

(1)合成型抗燃工作液

①水-乙二醇液(Water-Glycol)(L-HFC液压液):这种液体含有 35%～55%的水,其余为乙二醇及各种添加剂(增稠剂、抗磨剂、抗腐蚀剂等)。其优点是凝点低(-50℃),有一定的粘性,而且粘度指数高,抗燃。适用于要求防火的液压系统,使用温度范围为-18～65℃。其缺点是价格高,润滑性差,只能用于中等压力(20MPa以下)。这种液体疏密程度大,所以吸入困难。水-乙二醇液能使很多普通油漆和涂料软化或脱离,可换用环氧树脂或乙烯基涂料。

②磷酸酯液(Phosphate Esters)(L-HFDR液压液)这种液体的优点是,使用的温度范围宽(-54～135℃),抗燃性好,抗氧化安定性和润滑性都很好。允许使用现有元件在高压下工作。其缺点是价格昂贵(为液压油的5～8倍);有毒性;与多种密封质料(如丁氰橡胶)的相容性很差,而与丁基胶、乙丙胶、氟橡胶、硅橡胶、聚四氟乙烯等均可相容。

(2)油水乳化型抗燃工作液(L-HFB、L-HFAE液压液)

油水乳化液是指互不相溶的油和水,使其中的一种液体以极小的液滴均匀地分散在另一种液体中所形成的抗燃液体。分水包油乳化液(Oil-in-water Emulsions)和油包水乳化液(Water-in-oil Emulsions)两大类。

⑶高水基型抗燃工作液(L-HFAS液压液)

这种工作液不是油水乳化液。其主体为水,占95%,其余5%为各种添加剂(抗磨剂、防锈剂、抗腐剂、乳化剂、抗泡剂、极压剂、增粘剂等)。其优点是成本低,抗燃性好,不污染环境。其缺点是粘度低,润滑性差。

2 液压泵和液压马达

HYDRAULIC PUMPS AND HYDRAULIC MOTORS

2.1 液压泵、马达概述 Introduction of Hydraulic Pumps and Motors

2.1.1 容积式泵、马达的工作道理 Basic Principles of Hydraulic Pumps and Motors

液压泵和液压马达都是液压传动系统中的能量转换元件。液压泵由原动机驱动,把输入的机械能转换成为油液的压力能,再以压力、流量的形式输入到系统中去,它是液压系统的动力源;液压马达则将输入的压力能转换成机械能,以扭矩和转速的形式输送到执行机构做功,是液压传动系统的执行元件。

图2.1容积泵(Positive Displacement Pumps)的工作道理

在液压传动系统中,液压泵和液压马达都是容积式的,寄托容积变化举行工作。图2.1为容积式泵的工作道理简图,凸轮1旋转时,柱塞2在凸轮和弹簧3的作用下,在缸体的柱塞孔内左、右往复移动,缸体与柱塞之间构成为了容积可变的密封工作腔4。柱塞向右移动时,工作腔容积变大,孕育发生真空,油液便通过吸油阀5吸入;柱塞2向左移动时,工作腔容积变小,已吸入的油液便通过压油阀6排到系统中去。在工作过程中。吸、排油阀5、6在逻辑上互逆,不会同时开启。由此可见,泵是靠密封工作腔的容积变化举行工作的。

液压马达是实现连续旋转运动的执行元件,从道理上讲,向容积式泵中输入压力油,迫使其转轴转动,就成为液压马达,即容积式泵都可作液压马达使用。但在实际中由于性能及结构对称性等要求不同,一般情况下,液压泵和液压马达不克不及互换。

液压泵按其在单位时间内所能输出油液体积能否调节而分为定量泵(Positive Displacement Pumps)和变量泵(Nonpositive Displacement Pumps)两类;按结构形式可以分为齿轮式,叶片式和柱塞式三大类;液压马达也具有相同的形式。

按照工作腔的容积变化而举行吸油和排油是液压泵的共同特点,因而这种泵又称为容积泵。构成容积泵必须具备以下基本条件:

(1)结构上能实现具有密封性能的可变工作容积。

(2)工作腔能循环往复地增大和减小;当它增大时与吸油口相连,当它减小时与排油口相通。

⑶吸油口与排油口不克不及沟通,即不克不及同时开启。

从工作过程可以看出,在不思量油漏的情况下,液压泵在每一工作周期中吸入或排出的油液体积只取决于工作构件的几何尺寸,如柱塞泵的柱塞直径和工作行程。

在不思量走漏等影响时,液压泵单位时间排出的油液体积与泵密封容积变化频率成正比,也与泵密封容积的变化量成正比;在不思量液体的压缩性时,液压泵单位时间排出的液体体积与工作压力无关。

2.1.2 液压泵、马达的基本性能参数 The Performance Parameters of Hydraulic Pumps and Motors

液压泵的基本性能参数首要是指液压泵的压力、排量、流量、功率和效率等。

工作压力(Operating Pressure):指泵、马达实际工作时的压力,对泵来说,工作压力是指它的输出压力;对马达来讲,则是指它的输入压力。实际工作压力取决于相应的外负载。

定额压力(Rated Pressure):泵、马达在定额工况条件下按试验规范划定的连续运转的最高压力,跨越此值就是过载。

排量(Displacement):泵、马达的轴每转一周,由其密封容腔几何体积变化所排出、吸入液体的体积,亦即在无走漏的情况下,其轴转动一周时油液体积的有效变化量。

理论流量(Theoretical Flow Rate):在单位时间内由其密封容腔几何体积变化而排出、吸入的液体体积。泵、马达的流量为其转速与排量的乘积。

定额流量(Rated Flow Rate):指在正常工作条件下,按试验规范划定必须保证的流量,亦即在定额转速和定额压力下泵输出的流量。因为泵和马达存在内走漏,油液具有压缩性,所以定额流量和理论流量是不同的。

功率(Power)和效率(Efficiency):液压泵由原动机驱动,输入量是转矩(Torque)和转速,输出量是液体的压力和流量;如果不思量液压泵、马达在能量转换过程中的损失,则输出功率(Output Power)等于输入功率(Input Power),也就是它们的理论功率(Theoretical Power)是:

(2.1)

式中: , —液压泵、马达的理论转矩(N×m)和转速(r/min)。

—液压泵、马达的压力(Pa)和流量( )

实际上,液压泵和液压马达在能量转换过程中是有损失的,因此输出功率小于输入功率。两者之间的差值即为功率损失,功率损失可以分为容积损失(Volumetric Loss)和机械损失(Mechanical Loss)两部分。

容积损失是因走漏、气穴和油液在高压下压缩等造成的流量损失,对液压泵来说,输出压力增大时,泵实际输出的流量 减小。设泵的流量损失为 ,则 。而泵的容积损失可用容积效率(Volumetric Efficiency) 来表征

(2.2)

对液压马达来说,输入液压马达的实际流量 必然大于它的理论流量 即 ,它的容积效率。

(2.3)

机械损失是指因摩擦而造成的转矩上的损失。对液压泵来说,泵的驱动转矩总是大于其理论上需要的驱动转矩,设转矩损失为 ,理论转矩为 ,则泵实际输入转矩为 ,用机械效率 来表征泵的机械损失,则

(2.4)

对液压马达来说,由于摩擦损失的存在,实在际输出转矩 小于理论转矩 ,它的机械效率 为

(2.5)

液压泵的总效率 是其输出功率和输入功率之比,由式(2.1),式(2.2),式(2.4)可得

(2.6)

液压马达的总效率同样也是其输出功率和输入功率之比,可由式(2.1)、式(2.3)、式(2.5)得到与式(2.6)相同的表达式。这就是说,液压泵或液压马达的总效率都等于各自容积效率和机械效率的乘积。

究竟上,液压泵、马达的容积效率和机械效率在总体上与油液的走漏和摩擦副的摩擦损失有关,而走漏及摩擦损失则与泵、马达的工作压力、油液粘度、泵和马达转速有关,为了更确切的表达效率与这些原始参数之间的关系,以无因次压力 为变量来表示液压泵、马达的效率。图2.2给出了液压泵、马达无因次压力 与效率之间的关系,其中: 分别为油液的疏密程度和运动粘度,其余符号意义同前,由图可见,在不同的无因次压力下,液压泵和马达的这些参数值相似但不相同,而在不同的转速和粘度下,液压泵和液压马达的效率值也不同的,可见液压泵、马达的使用转速、工作压力和传动媒质均会影响使用效率。

a)液压泵b)液压马达

图2.2 液压泵、马达的特性曲线

2.2 齿轮泵 Gear pump

齿轮泵是一种常用的液压泵,它的首要特点是结构简单,制造方便,价格低廉,体积小,重量轻,自吸性好,对油液污染不敏感,工作可靠;其首要缺点是流量和压力脉动大,噪声大,排量不成调。齿轮泵被广泛地应用于采矿设备,冶金设备,修建机械,工程机械,农林机械等各个行业。

齿轮泵按照其啮合形式的不同,有外啮合和内啮合两种,其中外啮合齿轮泵应用较广,而内啮合齿轮泵(Internal Gear Pump)则多为辅助泵,底下分别介绍。

2.2 齿轮泵 Gear pump

齿轮泵是一种常用的液压泵,它的首要特点是结构简单,制造方便,价格低廉,体积小,重量轻,自吸性好,对油液污染不敏感,工作可靠;其首要缺点是流量和压力脉动大,噪声大,排量不成调。齿轮泵被广泛地应用于采矿设备,冶金设备,修建机械,工程机械,农林机械等各个行业。

齿轮泵按照其啮合形式的不同,有外啮合和内啮合两种,其中外啮合齿轮泵应用较广,而内啮合齿轮泵(Internal Gear Pump)则多为辅助泵,底下分别介绍。

2.2.1 外啮合齿轮泵的结构及工作道理 Operation of the External Gear Pump

外啮合齿轮泵的工作道理和结构如图2.3所示。泵首要由主、从动齿轮,驱动轴,泵体及侧板等首要零件构成。泵体内相互啮合的主、从动齿轮2和3与两头盖及泵体一起构成密封工作容积,齿轮的啮合点将左、右两腔隔开,形成为了吸、压油腔,当齿轮按图示方向旋转时,右侧吸油腔内的轮齿脱离啮合,密封工作腔容积不断增大,形成部分真空,油液在大大气的压力力作用下从油箱经吸油管进入吸油腔,并被旋转的轮齿带入左侧的压油腔。左侧压油腔内的轮齿不断进入啮合,使密封工作腔容积减小,油液受到挤压被排往系统,这就是齿轮泵的吸油和压油过程。在齿轮泵的啮合过程中,啮合点沿啮合线,把吸油区和压油区分隔。

图2.3 外啮合齿轮泵的工作道理

1-泵体(Housing);2.主动齿轮(Driver Gear);3-从动齿轮(Driven Gear)

2.2.2 齿轮泵的流量(Flow Rate)和脉动率(Pulsating Rate)

外啮合齿轮泵的排量可近似看作是两个啮合齿轮的齿谷容积之和,若假设齿谷容积等于轮齿体积,则当齿轮齿数(Number of Teeth)为 ,模数为(Modulus of Gear) ,节圆直经(Pitch Diameter )为 ,有效齿高(Effective Height)为 ,齿宽为 时,按照齿轮参数计较公式有 , ,齿轮泵的排量近似为

(2.7)

实际上,齿谷容积比轮齿体积稍大一些,并且齿数越少误差越大,因此,在实际计较中用3.33~3.50来代替上式中p值,齿数少时取大值。齿轮泵的排量为

(2.8)

由此得齿轮泵的输出流量(The Output Flow Rate)为

(2.9)

实际上,由于齿轮泵在工作过程中,排量是转角儿的周期函数,存在排量脉动,瞬时流量也是脉动的。流量脉动会直接影响到系统工作的平顺性,引起压力脉动,使管路系统孕育发生振动和噪声。如果脉动频率与系统的本来就有频率一致,还将引起共振,加重振动和噪声。若用 、 来表示最大、最小瞬时流量, 表示平均流量,则流量脉动率(Flow Pulsation Rate)为:

(2.10)

它是衡量容积式泵流量品质的一个重要指标。在容积式泵中,齿轮泵的流量脉动最大,并且齿数愈少,脉动率愈大,这是外啮合齿轮泵的一个弱点。

2.2.3 齿轮泵的结构特点 Construction Character of Gear Pumps

如图2.4所示,齿轮泵因受其自身结构的影响,在结构性能上其有以下特征。

图2.4 齿轮泵的结构

1-壳体(Housing);2.主动齿轮(Driver Gear);3-从动齿轮(Driven Gear);4-前端盖(Front Cover);5-后端盖(Back Cover);

6-浮动轴套(Floating Shaft Sleeve);7-压力盖(Pressure Cover)

2.2.3.1 困油的现象 Trapping of Oil

齿轮泵要平顺地工作,齿轮啮合时的叠合系数必须大于1,即至少有一对以上的轮齿同时啮合,因此,在工作过程中,就有一部分油液困在两对轮齿啮合时所形成的封闭油腔之内,如图2.5所示,这个密封容积的大小随齿轮转动而变化。图2.5(a)到2.5(b),密封容积逐渐减小;图2.5(b)到2.5(c),密封容积逐渐增大;图2.5(c)到2.5(d)密封容积又会减小,如此孕育发生了密封容积周期性的增大减小。受困油液受到挤压而孕育发生瞬间高压,密封容腔的受困油液若无油道与排油口相通,油液将从缝隙中被挤出,导致油液发热,轴承等零件也受到附加冲击载荷的作用;若密封容积增大时,无油液的补充,又会造成局部真空,使溶于油液中的气体分离出来,孕育发生气穴,这就是齿轮泵的困油现象。

困油现象使齿轮泵孕育发生强烈的噪声,并引起振动和汽蚀,同时降低泵的容积效率,影响工作的平顺性和使用寿命。消弭困油的方法,通常是在两头盖板上开卸槽,见图2.5(d)中的虚线方框。当封闭容积减小时,通过右边的卸菏槽与压油腔相通,而封闭容积增大时,通过左边的卸荷槽与吸油腔通,两卸荷糟的间距必须确保在任何时候都不使吸、排油相通。

图2.5 齿轮泵的困油现象及消弭措施

2.2.3.2 径向不服衡力 Radial Unbalance Force

在齿轮泵中,油液作用在轮外缘的压力是不均匀的,从低压腔到高压腔,压力沿齿轮旋转的方向逐齿递增,因此,齿轮和轴受到径向不服衡力的作用,工作压力越高,径向不服衡力越大,径向不服衡力很大时,能使泵轴弯曲,导致齿顶压向定子的低压端,使定子偏磨,同时也加速轴承的磨耗,降低轴承使用寿命。为了减小径向不服衡力的影响,常采取缩小压油口的办法,使压油腔的压力仅作用在一个齿到两个齿的范围内,同时,适当增大径向间隙,使齿顶不与定子内表面孕育发生金属接触,并在支撑上多采用滚针轴承或滑动轴承。

2.2.3.3 齿轮泵的走漏通道及端面间隙的自动补偿Leakage Passage and Automatic Compensating of End Face Clearance

在液压泵中,运动件间的密封是靠微小间隙密封的,这些微小间隙从运动学上形成摩擦副,同时,高压腔的油液通过间隙向低压腔的走漏是不成避免的;齿轮泵压油腔的压力油可通过三条途经走漏到吸油腔去:一是通过齿轮啮合线处的间隙——齿侧间隙(Meshing-Teeth Side Clearance),二是通过泵体定子环内孔和齿顶间的径向间隙——齿顶间隙(teeth Tip clearance),三是通过齿轮两头面和侧板间的间隙——端面间隙(Side Plates-end Face Clearance)。在这三类间隙中,端面间隙的走漏量最大,压力越高,由间隙走漏的液压油就愈多。因此,为了提高齿轮泵的压力和容积效率,实现齿轮泵的高压化,需要从结构上来取措施,对端面间隙举行自动补偿。

通常采用的自动补偿端面间隙装配有:浮动轴套式(Floating Bush Bearing)或弹性侧板式(Elastic Side Plate)两种。,其道理都是引入压力油使轴套或侧板紧贴在齿轮端面上,压力愈高,间隙愈小,可自动补偿端面磨耗和减小间隙。齿轮泵的浮动轴套是浮动安装的,轴套外侧的空腔与泵的压油腔相通,当泵工作时,浮动轴套受油压的作用而压向齿轮端面,将齿轮两侧面压紧,从而补偿了端面间隙。

2.2.4 内啮合齿轮泵 Internal Gear Pumps

内啮合齿轮泵有渐开线齿形(Crescent)和摆线齿形(Grout)两种,其结构表示意思可见图2.6。这两种内啮合齿轮泵工作道理和首要特点皆同于外啮合齿轮泵。在渐开线齿形内啮合齿轮泵中,小齿轮和内齿轮之间要装一块新月隔板,以便把吸油腔和压油腔隔开,如图2.6(a);摆线齿形啮合齿轮泵又称摆线转子泵,在这种泵中,小齿轮和内齿轮只相差一个齿,因而不需设置隔板,如图2.6(b)。内啮合齿轮泵中的小齿轮是主动轮,大齿轮为从动轮,在工作时大齿轮随小齿轮同向旋转。

图2.6 内啮合齿轮泵

1—外齿轮(external gear),2—内齿轮( internal gear),3—隔板(Crescent-shaped Seal)

内啮合齿轮泵的结构紧凑,尺寸小,重量轻,运转平顺,噪声低,在高转速工作时有较高的容积效率。但在低速、高压下工作时,压力脉动大,容积效率低,所以一般用于中、低压系统。在闭式系统中,常用这种泵作为补油泵。内啮合齿轮泵的缺点是齿形复杂,加工困难,价格较贵,且不适合高速高压工况。

2.3 叶片泵 Vane Pumps

叶片泵有单作用式和双用式两大类,它输出流量均匀,脉动小,噪声小,但结构较复杂,对油液的污染比较敏感。

2.3.1 单作用叶片泵 Single-acting Vane Pumps

2.3.1.1 工作道理

图2.7为单作用叶片泵的工作道理,泵由转2、定子三、叶片4和配流盘等件构成。定子的内表面是圆柱面,转子和定子中心之间存在着偏心,叶片在转子的槽内可灵活滑动,在转子转动时的离心思以及叶片根部油压力作用下,叶片顶部贴紧在定子内表面上,于是,两相邻叶片、配油盘、定子和转子便形成为了一个密封的工作腔。当转子按图示方向旋转时,图右侧的叶片向外伸出,密封工作腔容积逐渐增大,孕育发生真空,油液通过吸油口5、配油盘上的吸油窗口进入密封工作腔;而在图的左侧,叶片往里缩进,密封腔的容积逐渐缩小,密封腔中的油液排往配油盘排油窗口,经排油口1被输送到系统中去。这种泵在转子转一转的过程中,吸油、压油各一次,故称单作用叶片泵。从力学上讲,转子上受有单方向的液压不服衡作用力,故又称非均衡式泵,其轴承负载大。若改变定子和转子间的偏心距的大小,便可改变泵的排量,形成变量叶片泵。

图2.7单作用叶片泵工作道理

1-压油口(Outlet);2.转子(Rotor);3-定子(Cam Ring);4-叶片(Vane);5-吸油口(Inlet)

2.3.1.2 单作用叶片泵的平均流量(Average Flow Rate)计较

单作用叶片泵的平均流量可以用图解法近似求出,图2.8为单作用叶片泵平均流量计较道理图。假定两叶片正好位于过渡区 位置,此时两叶片间的空间容积为最大,当转子沿图示方向旋转 弧度,转到定子 位置时,两叶片间排出容积为 的油液;当两叶从 位置沿图示方向再旋转 弧度,回到 位置时,两叶片间又吸满了容积为 的油液。由此可见,转子旋转一周,两叶片间排出油液容积为 。当泵有 个叶片时。就排出 块与 相称的油液容积,若将各块容积加起来,就可以近似为环形体积,环形的大半经为 ,环形的小半径为 ,因此,单作用叶片油泵的理论排量为

{2.11}

单作用叶片泵的流量为

{2.12}

图2.8单作用叶片泵的流量计较道理

o1-转子中心(Rotor Center);r-转子半径(Rotor Radius); o2-定子中心(Cam ring); R-定子半径(Cam Ring Radius); e-偏心距(Eccentricity); B-转子宽度

单作用叶片泵的叶片底部小油室和工作油腔相通。当叶片处于吸油腔时,它和吸油腔相通,也参加吸油,当叶片处于压油腔时,它和压油腔相通,也向外压油,叶片底部的吸油和排油作用,正好补偿了工作油腔中叶片所占的体积,因此叶片对容积的影响可不思量。

2.3.1.3 单作用叶片泵和变量道理 Principle of Varying Displacement

就变量叶片泵的变量工作道理来分,有内反馈式(Internal Feedback)和外反馈式(External Feedback)两种。

(1) 限压式内反馈变量叶片泵 Pressure-compensated Internal Feedback Variable Displacement Vane Pump

内反馈式变量泵操纵力来自泵本身的排油压力,内反馈式变量叶片泵配流盘的吸,排油窗口的布置如图2.9。由于存在偏角 ,排油压力对定子环的作用力可以分化为垂直于轴线 的分力F1及与之平行的调节分力F2,调节分力F2与调节弹簧的压缩恢复力、定子运动的摩擦力及定子运动的惯性力相均衡。定子相对转子的偏心距、泵的排量大小可由力的相对均衡来决定,变量特性曲线如图2.10所示。

图2.9 变量道理

图2.10变量特特性曲线

1-最大流量调节螺丝(Maximum Displacement Adjustment);2.弹簧预压缩量调节螺丝(Pressure Compensator Adjustment);3-叶片(Vane);4-转子;5-定子

当泵的工作压力所形成的调节分力F2小于弹簧预紧力时,泵的定子环对转子的偏心距保持在最大值,不随工作压力的变化而变,由于走漏,泵的实际输出流量随其压力增加而稍有下降,如图2.10中AB;当泵的工作压力跨越 值后,调节分力F2大于弹簧预紧力,随工作压力的增加,力F2增加,使定子环向减小偏心距的方向移动,泵的排量开始下降。当工作压力到达 时,与定子环的偏心量对应的泵的理论流量等于它的走漏量,泵的实际排出流量为零,此时泵的输出压力为最大。

改变调节弹簧的预紧力可以改变泵的特性曲线,增加调节弹簧的预紧力使 点向右移,BC线则平行右移。更换调节弹簧,改变其弹簧刚度,可改变BC段的斜率,调节弹簧刚度增加,BC线变平展,调节弹簧刚度减弱,BC线变徒。调节最大流量调节螺丝,可以调节曲线A点在纵座标上的位置。

内反馈式变量泵利用泵本身的排出压力和流量推动变量机构,在泵的理论排量接近零工况时,泵的输出流量为零,因此便不成能继续推动变量机构来使泵的流量反向,所之内馈式变量泵仅能用于单向变量。

(2) 限压式外反馈变量叶片泵Pressure-compensated External Feedback Variable Displacement Vane Pump

图2.11为外反馈限压式变量叶片泵的工作道理,它能按照泵出口负载压力的大小自动调节泵的排量。图中转子1的中心是固定不动的,定子3可沿滑块滚针轴承4左右移动。定子右边有反馈柱塞5,它的油腔与泵的压油腔相通。设反馈柱塞的受压平面或物体表面的大为 ,则作用在定子上的反馈力 小于作用在定子上的弹簧力 时,弹簧2把定子推向最右边,柱塞和流量调节螺丝6用以调节泵的原始偏心 ,进而调节流量,此时偏心达到预调值 ,泵的输出流量最大。当泵的压力升高到 > 时,反馈力克服弹簧预紧力,推定子左移距离 ,偏心减小,泵输出流量随之减小。压力愈高,偏心愈小,输出流量也愈小。当压力达到使泵的偏心所孕育发生的流量全部用于补偿走漏时,泵的输出流量为零,不管外负载再怎样加大,泵的输出压力不会再升高,所以这种泵被称为外反馈限压式变量叶片泵。

图2.11外反馈限压式变量叶片泵

1—转子(Rotor);2 —弹簧(Spring);3 —定子(Cam Ring);4 —滑块滚针支承(Needle Bearing);5 —反馈柱塞(Feedback Piston);6 —流量调节螺丝(Flow Rate Adjustment Screw)

底下对外反馈限压式变量叶片泵的变量特性分析如下:

设泵转子和定子间的最大偏心距为 ,此时弹簧的预压缩量为 ,弹簧刚度为 ,泵的偏心预调值为 ,当压力逐渐增大,使定子开始移动时压力为 ,则有

(2.13)

当泵压力为 时,定子移动了 距离,也即弹簧压缩量增加 ,这时候的偏心量为

(2.14)

如忽略泵在滑块滚针支承出的摩擦力 ,泵定子的受力方程为

(2.15)

由此(2.13)得;

(2.16)

泵的实际输出流量为

(2.17)

式中: —泵的流量增益;

—泵的走漏系数。

当 时,定子处于最右端位置,弹簧的总压缩量等于其预压缩量,定子偏心量为 ,泵的流量为

(2.18)

而当 > 时,定子左移,泵的流量减小。由式(2.14);式(2.­15)式(2.17)得

(2.19)

外反馈限压式变量叶片泵的静态特性曲线参见图2.10,不变量的AB段与式(2.18)相对应,压力增加时,实际输出流量因压差走漏而减少;BC段是泵的变量段,与式(2.19)相对应,这一区段内泵的实际流量随着压力增大而迅速下降,叶片泵处变量泵工况,B点叫做曲线的拐点,拐点处的压力 值首要由弹簧预紧力确定,并可以由式(2.16)算出。

限压式变量叶片泵对既要实现快速行程,又要实现保压和工作进给的执行元件来说是一种合适的油源;快速行程需要大的流量,负载压力较低,正好使用其AB段曲线部分;保压和工作进给时负载压力升高,需要流量减小,正好使用其BC段曲线部分。

2.3.2 双作用叶片泵 Double-cell Vane Pumps

2.3.2.1 工作道理

图2.12为双作用叶片泵的工作道理图,它的作用道理和单作用叶片泵相似,不同之处只在于定子内表面是由两段长半径圆弧、两段短半径圆弧和四段过渡曲线构成,且定子和转子是同心的,在图2.12中,当转子顺时针方向旋转时,密封工作腔的容积在左上角和右下角处逐渐增大,为吸油区,在左下角和右上角处逐渐减小,为压油区;吸油区和压油区之间有一段封油区将吸、压油区隔开。这种泵的转子每转一转,每个密封工作腔完成吸油和压油动作各两次,所以称为双作用叶片泵。泵的两个吸油区和两个压油区是径向对称的,作用在转子上的压力径向均衡,所以又称为均衡式叶片泵。

图2.12双作用叶片泵工作道理

1—定子(Cam Ring);2—压油口(Outlet);3—转子(Rotor);4—叶片(Vane);5—吸油口(inlet)

2.3.2.2 双作用叶片泵的平均流量计较

双作用叶片泵平均流量的计较方法和单作用叶片泵相同,也可以近似化为环形体积来计较。图2.13为双作用叶片泵平均流量计较道理图。当两叶片从a,b位置转c,d位置时,排出容积为M的油液,从c,d转到e,f时,吸进了容积为M的油液。从e,f转到g,h时又排出了容积为M的油液;再从g,h转回到a,b时又吸进了容积为M的油液。如许转子转一周,两叶片间吸油两次,排油两次,每次容积为M,当叶片数为Z时,转子转一周。所有叶片的排量为2Z个M容积,若不计叶片几何尺度,此值正好为环行体积的两倍。所以,双作用叶片泵的理论排量为

(2.20)

式中: —定子长半径; —定子短半径; —转子厚度。

双作用叶片泵的平均实际流量为

(2.21)

图2.13双作用叶片泵平均流量计较道理

式(2.21)是不思量叶片几何尺度时的平均流量计较公式。一般双作用叶片泵,在叶片底部都通以压力油,并且在设计中保证高、低压腔叶片底部总容积变化为零,也就是说叶片底部容积不参加泵的吸油和排油。因此在排油腔,叶片缩进转子槽的容积变化,对泵的流量有影响,在精确计较叶片泵的平均流量时,还应该思量叶片容积对流量的影响。每转不参加排油的叶片总容积为

(2.22)

式中: —叶片厚度; —叶片数; —叶片相对转子半径的倾角;

则双作用叶片泵精确流量计较公式为

(2.23)

对特殊结构的双作用叶片泵,如双叶片结构、带弹簧式叶片泵,其叶片底部和单作用叶片泵一样也参加泵的吸油和排油,其平均流量计较方法仍采用式(2.21)。

2.3.2.3 叶片泵的高压化趋势 High-pressure Trend of Vane Pumps

随着技能的发展,经不断改进,双作用叶片的最高工作压力已达成20~30MPa;这是因为双作用叶片泵转子上的径向力基本上是均衡的,因此不像高压齿轮泵和单作用叶片泵那样,工作压力的提高会受到径向承载能力的限制。叶片泵采浮动配流盘对端面间隙举行补偿后,泵在高压下也能保持较高的容积效率,叶片泵工作压力提高的首要限制条件是叶片和定子内表面的磨耗,

为了处理完成定子和叶片的磨耗,要采取措施减小在吸油区叶片对定子内表面的压紧力,目前采取的首要结构措施有以下几种。

(1)双叶片结构 Double-vane Construction

如图2.14所示,各转子槽内装有两个经过倒角的叶片。叶片底部不和高压油腔相通,两叶片的倒角部分构成从叶片底部通向头部的V型油道,因而作用在叶片底、头部的油压力相称,合理设计叶片头部的形状,使叶片头部承压平面或物体表面的大略小于叶片底部承压平面或物体表面的大。这个承压平面或物体表面的大的差值就形成叶片对定子内表面的接触力。也就是说,这个推力是可以或许通过叶片头部的形状来节制的,以便既保证叶片与定子紧密接触,又不致于使接触应力过大。同时,槽内两个叶片可以相互滑动,以保证在任何位置,两个叶片的头部和定子内表面紧密接触。

(2)弹簧负载叶片结构 Spring-vane Construction;

与双叶片结构类似的另有弹簧负载叶片结构。如图2.15所示,叶片在头部及两侧开有半圆型槽,在叶片的底面上开有三个弹簧孔。通过叶片头部和底部相连的小孔及侧面的半圆槽使叶片底面与头部沟通,如许,叶片在转子槽中滑动时,头部和底部的压力完全均衡。叶片和定子内表面的接触压力仅为叶片的离心思,惯性力和弹簧力,故接触力较小。不过,弹簧在工作过程中频繁受交变压缩,易引起疲劳损坏,但这种结构可以原封不动地作为油马达使用,这是其它叶片泵结构所不具备的。

图2.14双叶片结构道理

图2.15弹簧负载叶片结构

⑶子母叶片结构 Son-and-mother Vane Construction;

如图2.16所示,在转子叶片槽中装有母叶片和子叶片,母、子叶片能自由地相对滑动,为了使母叶片和定子的接触压力适当,须正确选择子叶片和母叶片的宽度尺寸之比。转子上的压力均衡孔使母叶片的头部和底部液压力相称,泵的排油压力经过配流盘,转子槽通到母、子叶片之间的中间压力腔,如不思量离心思,惯性力,由图2.16可知,叶片作用在定子上的力为

(2.24)

上式符号的意义见图2.16,在吸油区, ,则 ;在排油区, ,故 。由此可见,只要适当地选择t和b的大小,就能节制接触应力,一般取子叶片的宽度b为母叶片宽度的1/3~1/4。

在排油区 ,叶片仅靠离心思与定子接触。为防止叶片的脱空,在联通中间压力腔的油道上设置适当的节流阻尼,使叶片运动时中间油腔的压力高于作用在母叶片头部的压力,保证叶片在排油区时与定子紧密贴合。

⑷阶梯叶片结构 Ladder Vane Construction

如图2.17所示,叶片做阶梯形式,转子上的叶片槽亦具有相应的形状。它们之间的中间油腔经配流盘上的槽与压力油相通,转子上的压力均衡油道把叶片头部的压力油引入叶片底部,与母子叶片结构相似,在压力油引入中间油腔之前,设置节流阻尼,使叶片向内缩进时,此腔保持足够的压力,保证叶片紧贴定子内表面。这种结构由于叶片及槽的形状较为复杂,加工工艺性较差,应用较少。

图2.16母子叶片结构

图2.17阶梯叶片结构

1—定子;2—转子;3—中间油腔;4—压力均衡油道

2.3.3 单双叶片泵的特点比较Characteristic Comparison between Single-cell and Double-cell Vane Pumps

2.3.3.1 单作用叶片的特点

(1)存在困油现象 Trapping Phenomenon

配流盘的吸、排油窗口间的密封角略大于两相邻叶片间的夹角,而单作用叶片泵的定子不存在与转子同心的圆弧段,因此,当上述被封闭的容腔发生变化时,会孕育发生与齿轮泵相类似的困油现象,通常,通过配流盘排油窗口边缘开三角卸荷槽的方法来消弭困油现象。

(2)叶片沿旋转方向向后倾斜 Vanes Slope Back in the Rotational Direction

叶片仅靠离心思紧贴定子表面,思量到叶片上还受哥氏力和摩擦力的作用,为了使叶片所受的合力与叶片的滑动方向一致,保证叶片更易的从叶片槽滑出,叶片槽常加工成沿旋转方向向后倾斜。

⑶叶片根部的容积不影响泵的流量 The Spaces Under Vanes Do Not Affect Pump Flow Rate

由于叶片头部和底部同时居于排油区或吸油区中,所以叶片厚度对泵 的流量没有多大影响。

⑷转子承受径向液压力 Rotor Experiences Radical Hydraulic Force

单作用叶片泵转子上的径向液压力不服衡,轴承负荷较大。这使泵的工作压力和排量的提高均受到限制。

2.3.3.2 双作用叶片泵的结构特点

(1)定子过度曲线 Transition Curve of Cam Ring

定子内表面的曲线由四段圆弧和四段过渡曲线构成,泵的动力学特性很大程度上受过渡曲线的影响。理想的过渡曲线不仅应使叶片在槽中滑动时的径向速度变化均匀,而且应使叶片转到过渡曲线和圆弧段交接点处的加速度突变半大,以减小冲击和噪声,同时,还应使泵的瞬时流量的脉动最小。

(2)叶片安顿角 Vane Setting Angle

设置叶片安顿角有利于叶片在槽内滑动,为了保证叶片顺利的从叶片槽滑出,减小叶片的压力角,按照过渡曲线的动力学特性,双作用叶片泵转子的叶片槽常做成沿旋转方向向前倾斜一个安顿角 ,当叶片有安顿角时,叶片泵就不允许反转。

⑶端面间隙的自动补偿 Automatic Compensating of End Face Clearance

为了提高压力,减少端面走漏,采取的间隙自动补偿措施是将配流盘的外侧与压油腔连通,使配流盘在液压推力作用下压向转子。泵的工作压力愈高,配流盘就会愈加贴紧转子,对转子端面间隙举行自动补偿。

2.4 柱塞泵 Piston Pumps

柱塞泵是通过柱塞在柱塞孔内往复运动时密封工作容积的变化来实现吸油和排油的。由于柱塞与缸体内孔均为圆柱表面,滑动表面配合精度高,所以这类泵的特点是走漏小,容积效率高,可以在高压下工作。

2.4 柱塞泵 Piston Pumps

柱塞泵是通过柱塞在柱塞孔内往复运动时密封工作容积的变化来实现吸油和排油的。由于柱塞与缸体内孔均为圆柱表面,滑动表面配合精度高,所以这类泵的特点是走漏小,容积效率高,可以在高压下工作。

2.4.1 斜盘式轴向柱塞泵 Swash Plate Axial Piston Pumps

轴向柱塞泵可分为斜盘式(Swash Plate Type)和斜轴式(Bent-axial Type),图2.18为斜盘式轴向柱塞泵的工作道理。泵由斜盘1、柱塞2、缸体三、配油盘4等首要零件构成,斜盘1和配油盘4是不动的,传动轴5带动缸体3,柱塞2一起转动,柱塞2靠机械装配或在低压油作用压紧在斜盘上。当传动轴按图示方向旋转时,柱塞2在其沿斜盘自下而上回转的半周内逐渐向缸体外伸出,使缸体孔内密封工作腔容积不断增加,孕育发生局部真空,从而将油液经配油盘4上的配油窗口a吸入;柱塞在其自上而下回转的半周内又逐渐向里推入,使密封工作腔容积不断减小,将油液从配油盘窗口b向外排出,缸体每转一转,每个柱塞往复运动一次,完成一次吸油动作。改变斜盘的倾角g,就可以改变密封工作容积的有效变化量,实现泵的变量。

图2.18斜盘式轴向柱塞泵的工作道理

1—斜盘(Swash Plate);2—柱塞(Piston);3—缸体(Block);4—配流盘(Valve Plate);5—传动轴(Drive Shaft);a—吸油窗口(Inlet Port);b—压油窗口(Outlet Port);

2.4.1.1 斜盘式轴向柱塞泵的排量和流量

如图2.18,若柱塞数目为 ,柱塞直径为 ,柱塞孔漫衍圆直径为 ,斜盘倾角为 ,则泵的排量为

(2.25)

则泵的输出流量为

(2.26)

实际上,柱塞泵的排量是转角儿的函数,其输出流量是脉动的,就柱塞数而言,柱塞数为单数时的脉动率比偶数柱塞小,且柱塞数越多,脉动越小,故柱塞泵的柱塞数一般都为单数。从结构工艺性和脉动率综合思量,常取Z=7或Z=9。

2.4.1.2 斜盘式轴向柱塞的结构特点 Construction Characteristics of Swash Plate Axial Piston Pumps

(1)端面间隙的自动补偿 Automatic Compensating of End Face Clearance

由图2.18可见,使缸体紧压配流盘端面的作用力,除机械装配或弹簧作为预密封的推力外,另有柱塞孔底部台阶面上所受的液压力,此液压力比弹簧力大得多,而且随泵的工作压力增大而增大。由于缸体始终受液压力紧贴着配流盘,就使端面间隙得到了自动补偿。

(2)滑靴的静压支撑结构 Piston Shoe and Hydrostatic Backup Construction

在斜盘式轴向柱塞泵中,若各柱塞以球形头部直接接触斜盘而滑动,这种泵称为点接触式轴向柱塞泵。点接触式轴向柱塞泵在工作时,由于柱塞球头与斜盘最简单的面理论上为点接触,因而接触应力大,极易磨耗。一般轴向柱塞泵都在柱塞头部装一滑靴,如图2.19所示,滑靴是按静压轴承道理设计的,缸体中的压力油经过柱塞球头中间小孔流入滑靴油室,使滑靴和斜盘间形成液体润滑,改善了柱塞头部和斜盘的接触情况。有利于提高轴向柱塞泵的压力和其它参数,使其在高压、高速下工作。

图2.19滑靴的静压支承道理

⑶变量机构 Variable Displacement Mechanism

在斜盘式轴向柱塞泵中,通过改变斜盘倾角 的大小就可调节泵的排量,变量机构的结构型式是多种多样的,这里以手动伺服变量机构为例说明变量机构的工作道理。

如图2.20是手动伺服变量机构(Manual Servo Variable Displacement Mechanism)简图,该机构由缸筒1,活塞2和伺服阀构成。活塞2的内腔构成为了伺服阀的阀体,并有 、 和 三个孔道分别沟通缸筒1下腔 、上腔 和油箱。泵上的斜盘4通过拨叉机构与活塞2下端铰接,利用活塞2的上下移动来改变斜盘倾角 。当用手柄使伺服阀芯3向下移动时,上面的阀口打开, 腔中的压力油经孔道 通向 腔,活塞因上腔有效平面或物体表面的大大于下腔的有效平面或物体表面的大而移动,活塞2移动时又使伺服阀上的阀口关闭,最终使活塞2自身停止运动。同理,当手柄使伺服阀芯3向上移动时,底下的阀口大开, 和 接通油箱,活塞2在 腔压力油的作用下向上移动,并在该阀口关闭时自行停止运动。变量节制机构就是如许依照伺服阀的动作来实现其节制的。

图2.20手动伺服变量机构图

2.4.2 斜轴式轴向柱塞泵Bent-axis Axial Piston Pumps

图2.21为斜轴式轴向柱塞泵的工作道理图。传动轴5的轴线相对缸体3有倾角 ,柱塞2与传动轴圆盘之间用相互铰接的连杆4相连。当传动轴5沿图示方向旋转时,连杆4就带动柱塞2连同缸体3一起绕缸体轴线旋转,柱塞2同时也在缸体的柱塞孔内做往复运动,使柱塞孔底部的密封腔容积不断发生增大和缩小的变化,通过配流盘1上的窗口a和b实现吸油和压油。

与斜盘式泵相比较,斜轴式泵由于缸体所受的不服衡径向力较小,故结构强度较高可以有较高的设计参数,其缸体轴线与驱动轴的夹角 较大,变量范围较大;但外形尺寸较大,结构也较复杂。目前,斜轴式轴向柱塞泵的使用至关广泛。

在变量形式上,斜盘式轴向柱塞泵靠斜盘晃动变量,斜轴式轴向柱塞泵则为摆缸变量,因此,后者的变量系统的响应较慢。关于斜轴泵的排量和流量可参照斜盘式泵的计较方法计较。

图2.21斜轴式轴向柱塞泵的工作道理图

1—流盘(Valve Plate);2—柱塞(Piston);3—缸体(Cylinder Block);4—连杆(Connecting Rod);5—传动轴(Drive Shaft);

a—吸油窗口(Inlet Port);b—压油窗口(Outlet Port)

2.4.3 径向柱塞泵 Radial Piston Pumps

图2.22是径向柱塞泵的工作道理图,由图可见,径向柱塞泵的柱塞径向布置在缸体上,在转子2上径向均匀漫衍着数个柱塞孔,孔中装有柱塞5;转子2的中心与定子1的中心之间有一个偏心量e。在固定不动的配流轴3上,相对柱塞孔的部位有相互隔开的上下两个配流窗口,该配流窗口又分别通过地点部位的二个轴向孔与泵的吸、排油口连通。当转子2旋转时,柱塞5在离心思及机械回程力作用下,它的头部与定子1的内表面紧紧接触,由于转子2与定子1存在偏心,所以柱塞5在随转子转动时,又在柱塞孔内作径向往复滑动,当转子2按图示箭头方向旋转时,上半周的柱塞皆往外滑动,柱塞孔的密封容积增大,通过轴向孔吸油;下半周的柱塞皆往里滑动,柱塞孔内的密封工作容积缩小,通过配流盘向外排油。

当移动定子,改变偏心量e的大小时,泵的排量就发生改变;当移动定子使偏心量从正值变为负值时,泵的吸、排油口就互相调换,因此,径向柱塞泵可以是单向或双向变量泵,为了流量脉动率尽可能小,通常采用单数柱塞数。

径向柱塞泵的径向尺寸大,结构较复杂,自吸能力差,并且配流轴受到径向不服衡液压力的作用,易于磨耗,这些都限制了它的速度和压力的提高。这段发展起来的带滑靴连杆—柱塞组件的非点接触径向柱塞泵,改变了这一状况,出现了低噪声,耐冲击的高性能径向柱容泵,并在凿岩、冶金机械等范畴获得应用,代表了径向柱塞泵发展的趋势。径向泵的流量可参照轴向柱塞泵和单作用叶片泵的计较方法计较。

泵的平均排量为

(2.27)

泵的输出流量

(2.28)

图2.22径向柱塞泵的工作道理图

1—定子;2—转子;3—配流轴(Pintle);4—出衬套(Socket);5—柱塞;a—吸油腔(Suction Chamber);b—压油腔(Discharge chamber)

2.5 液压马达 Hydraulic motors

液压马达和液压泵在结构上基本相同,并且也是靠密封容积的变化举行工作的。常见的液马达也有齿轮式,叶片式和柱塞式等几种首要形式;从转速转矩范围分,可有高速马达和低速大扭矩马达之分。马达和泵在工作道理上是互逆的,当向泵输入压力油时,其轴输出转速和转矩就成为马达。但由于二者的任务和要求有所不同,故在实际结构上只有少数泵能做马达使用。底下首先对液压马达的首要性能参数作一介绍。

2.5.1 液压马达的首要性能参数

(1)工作压力(Operating Pressure)和定额压力(Rated Pressure)

马达入口油液的实际压力称为马达的工作压力,马达入口压力和出口压力的差值称为马达的工作压差。在马达出口直接接油箱的情况下,为便于定性分析需要解答的题目,通常近似以为马达的工作压力等于工作压差。

马达在正常工作条件下,按试验规范划定连续运转的最高压力称为马达的定额压力。马达的定额压力亦受走漏和零件强度的制约,跨越此值时就会过载。

(2)流量Flow Rate和排量(Displacement)

马达入口处的流量称为马达的实际流量。马达密封腔容积变化所需要的流量称为马达的理论流量。实际流量和理论流量之差即为马达的走漏量。

马达轴每转一周,由其密封容腔有效体积变化而排出的液体体积称为马达的排量。

⑶容积效率Volumetric Efficiency)和转速

因马达实际存在走漏,由实际流量q计较转速n时,应思量马达的容积效率(Volumetric Efficiency) 。当液压马达的走漏流量为 ,马达的实际流量为 ,则液压马达的容积效率为

(2.29)

马达的输出转速等于理论流量(Theoretical Flow Rate ) 与排量(Displacement) 的比率,即

(2.30)

⑷转矩和机械效率(Mechanical Efficiency)

因马达实际存在机械摩擦,故实际输出转矩应思量机械效率。若液压马达的转矩损失为 ,马达的实际转矩为 ,则液压马达的机械效率为

(2.31)

设马达的出口压力为零,入口工作压力为p,排量为V,则马达的理论输出转矩与泵有相同的表达形式,即

(2.32)

马达的实际输出转矩(Torque)为

(2.33)

⑸功率和总效率;

马达的输入功率为

(2.34)

马达的输出功率为

(2.35)

马达的总效率为

(2.36)

由上式可见,液压马达的总效率亦同于液压泵的总效率,等于机械效率与容积效率的乘积。图2.23是液压马达的特性曲线。

图2.23液压马达的特性曲线

2.5.2 高速液压马达 High-speed Hydraulic Motors

一般来说,定额转速高于500r/min的马达属于高速马达,定额转速低于500r/min的马达属于低速马达。

高速液压马达的基本型式有齿轮式(Gear)、叶片式(Vane)和轴向柱塞式(Piston)等。它们的首要特点是转速高,转动惯量小,便于启动、制动、调速和换向,通常高速马达的输出转矩半大,最低稳定转速较高,只能满足高速小扭矩工况。底下以图2.24所示的轴向柱塞马达为例,说明高速马达的工作道理,其它形式高速马达可举行类似分析。如图2.24所示,当压力油输入液压马达时,处于压力腔的柱塞2被顶出,压在斜盘1上,设斜盘1作用在柱塞2上的反力为 , 可分化为轴向分力 和垂直于轴向的分力 。其中,轴向分力 和作用在柱塞后端的液压力相均衡,垂直于轴向的分力 使缸体3孕育发生转矩。当液压马达的进、出油口互换时,马达将反向转动,当改变马达斜盘倾角时,马达的排量便随之改变,从而可以调节输出转速或转矩。

图2.24轴向柱塞马达工作道理

从图2.24可以看出,当压力油输入液压马达后,所孕育发生的轴向分力F为

(2.37)

使缸体3孕育发生转矩的垂直分力为

(2.38)

单个柱塞孕育发生的瞬时转矩为

(2.39)

液压马达总的输出转矩

(2.40)

式中:R—柱塞在缸体的漫衍圆半径;d—柱塞直径; —柱塞的方位角; —压力腔半圆内的柱塞数

可以看出,液压马达总的输出转矩等于居于马达压力腔半圆内各柱塞瞬时转矩的全体。由于柱塞的瞬时方位角呈周期性变化,液压马达总的输出转矩也周期性变化,所以液压马达输出的转矩是脉动的,通常只计较马达的平均转矩。

2.5.3 低速大扭矩液压马达 Low speed-High torque Hydraulic Motors

低速大扭矩液压马达是相对高速马达而言的,通常这类马达在结构形式上多为径向柱塞式,其特点是:最低转速低,约莫在5~10转/分;输出扭矩大,可达几万牛顿米;径向尺寸大,转动惯量大。由于上述特点,它可以直接与工作机构直接联接,不需要降低速度装配,使传动结构大为简化。低速大扭矩液压马达广泛用于起重、运输、修建、矿山和船舶等机械上。

低速大扭矩液压马达的基本形式有三种:它们分别曲直柄连杆马达(Crank-rod Motor)、静力均衡马达(Hydrostatic Balance Motor)和多作用内曲线马达(Multistroke Motor)。底下分别予以介绍。

2.5.3.1 曲轴弯曲部分连杆低速大扭矩液压马达 Crank-rod Hydraulic Motor

图2.25曲轴弯曲部分连杆式液压马达的工作道理

曲轴弯曲部分连杆式低速大扭矩液压马达应用较早,外洋称为斯达发(Staffa)液压马达。我国的同类型号为JMZ型,其定额压力16MPa,最高压力21MPa,理论排量最大可达6.140r/min。图2.25曲直柄连杆式液压马达的工作道理,马达由壳体、曲轴弯曲部分-连杆-活塞组件、偏心轴及配油轴构成,壳体1内沿圆周呈放射状均匀布置了五只缸体,形成星形壳体;缸体内装有活塞2,活塞2与连杆3通过球绞连接,连杆大端做成鞍型圆柱瓦面紧贴在曲轴4的偏心圆上,其圆心为 ,它与曲轴旋转中心 的偏心矩 ,液压马达的配流轴5与曲轴通过十字键保持在一起,随曲轴一起转动,马达的压力油经过配流轴通道,由配流轴分配到对应的活塞油缸,在图中,油缸的四、五腔通压力油,活塞受到压力油的作用;在其余的活塞油缸中,油缸一处过度状态,与排油窗口接通的是油缸二、三;按照曲轴弯曲部分连杆机构运动道理,受油压作用的柱塞就通过连赶对偏心圆中心 作用一个力N,推动曲轴绕旋转中心 转动,对外输出转速和扭矩,如果进、排油口对换,液压马达也就反向旋转。随着驱动轴、配流轴转动,配流状态瓜代变化。在曲轴旋转过程中,位于高压侧的油缸容积逐渐增大,而位于低压侧的油缸的容积逐渐缩小,因此,在工作时高压油不断进入液压马达,然后由低压腔不断排出。

总之,由于配流轴过渡密封距离的方位和曲轴的偏心方向一致,并且同时旋转,所以配流轴颈的进油窗口始终对着偏心线 的一边的二只或三只油缸,吸油窗对着偏心线 另一边的其余油缸,总的输出扭矩是所有柱塞对曲轴中心所孕育发生的扭矩的叠加,该扭矩使得旋转运动得以持续下去。

以上讨论的是壳体固定,轴旋转的情况,如果将轴固定,进、排油直接通到配流轴中,就能达到外壳旋转的目的,构成为了所谓的车轮马达。

2.5.3.2 静力均衡式低速大扭矩液压马达 Hydrostatic Balance Motor

静力均衡式低速大扭矩马达也叫无连杆马达,是从曲轴弯曲部分连杆式液压马达改进、发展而来的,它的首要特点是取消了连杆,并且在首要摩擦副之间实现了油压静力均衡,所以改善了工作性能。外洋把这类马达称为罗斯通(Roston)马达,国内也有不少产品,并已在船舶机械、开采机以及石油钻探机械上使用。

这种液压马达的工作道理用图2.26来说明,液压马达的偏心轴与曲轴的形式相类似,既是输出轴,又是配流轴,五星轮3套在偏心轴的凸轮上,在它的五个最简单的面中各嵌装一个压力环4,压力环的上最简单的面与空心柱塞2的底面接触,柱塞中间装有弹簧以防止液压马达启动或空载运转时柱塞底面与压力环脱开,高压油经配流轴中心孔道通到曲轴的偏心配流部分,然后经五星轮中的径向孔,压力环,柱塞低部的贯通孔而进入油缸的工作腔内,在图示位置时,配流轴上方的三个油缸通高压油,下方的两个油缸通低压回油。

图2.26静力均衡式低速大扭矩马达

在这种结构中,五星轮代替了曲轴弯曲部分连杆式液压马达中的连杆,压力油经过配流轴和五星轮再到空心柱塞中去,液压马达的柱塞与压力环,五星轮与曲轴之间可以大致做到静压均衡,在工作过程中,这些零件又要起密封和传力作用。由于是通过油压直接作用于偏心轴而孕育发生输出扭矩,因此,称作为静力均衡液压马达。究竟上,只有当五星轮上液压力达到完全均衡,使得五星轮处于“悬浮”状态时,液压马达的扭矩才是完全由液压力直接孕育发生的,否则、五星轮与配流之间仍然有机械接触的作用力及相应的摩擦力矩存在。

2.5.3.3 多作用内曲线马达 Multistroke Motor

多作用内曲线液压马达的结构形式很多,就使用体式格局而言,有轴转、壳转与直接装在车轮的轮毂中的车轮式液压马达等型式。而从内部的结构来看,按照不同的传力体式格局、柱塞部件的结构可有多种型式,可是,液压马达的首要工作过程是相同的。现以图2.27为例来说明其基本工作道理。

图2.27多作用内曲线液压马达的结构道理

液压马达由定子(Cam Ring)1、也称凸轮环、转子(Rotor)2、配流轴(Pintle)4与柱塞组(Leadscrew)3等首要部件构成,定子1的内壁有若干段均布的、形状完全相同的曲面构成,每一相同形状的曲面又可分为对称的双方,其中允许柱塞副向外伸的一边称为进油工作段,与它对称的另一边称为排油工作段,每个柱塞在液压马达每转中往复的次数就等于定子曲面数 ,我们将 称为该液压马达的作用次数;在转子的径向有 个均匀漫衍的柱塞缸孔,每个缸孔的底部都有一配流窗口,并与它的中心配流轴4相配合的配流孔相通。配流轴4中间有进油和回油的孔道,它的配流窗口的位置与导轨曲面的进油工作段和回油工作段的位置相对应,所以在配流轴圆周上有2 个均布配流窗口。柱塞组3,以很小的间隙置于转子2的柱塞缸孔中。作用在柱塞上的液压力经滚轮传递到定子的曲面上。

来自液压泵的高压油首进步前辈入配流轴,经配流轴窗口进入处于工作段的各柱塞缸孔中,使相应的柱塞组的滚轮顶在定子曲面上,在接触处,定子曲面给柱塞组一反力N,这反力N作用在定子曲面与滚轮接触处的公法面上,此法向反力N可分化为径向力 和圆周力 , 与柱塞底面的液压力以及柱塞组的离心思等相均衡,而 所孕育发生的驱动力矩则克服负载力矩使转子2旋转。柱塞所作的运动为复合运动,即随转子2旋转的同时并在转子的柱塞缸孔内作往复运动,定子和配流轴是不转的。而对应于定子曲面回油区段的柱塞作相反方向运动,通过配流轴回油,当柱塞组3经定子曲面工作段过渡到回油段的瞬间,供油和回油通道被闭死。

若将液压马达的出进油方向对调,液压马达将反转;若将驱动轴固定,则定子、配流轴和壳体将旋转,通常称为壳转工况,变为车轮马达。

除了上述几种典型低速大扭矩马达外,尚有摆线马达等介乎于高速马达和低速马达中间的液压马达。此处不再赘述。

2.6 液压泵及液压马达的工作特点

2.6.1 液压泵的工作特点

(1)液压泵的吸油腔压力过低将会孕育发生吸油不足,异常噪声,甚至无法工作。因此,除了在泵的结构设计上尽可能减小吸油管路的液阻外,为了保证泵的正常运行,应该使泵的安装高度不跨越允许值;避免吸油滤油器及管路形成过大的压降;限制泵的使用转速至定额转速之内。

(2)液压泵的工作压力取决于外负载,若负载为零,则泵的工作压力为零。随着排油量的增加,泵的工作压力按照负载大小自动增加,泵的最高工作压力首要受结构强度和使用寿命的限制。为了防止压力过高而使泵、系统受到损害,液压泵的出口常常要采取限压措施。

⑶变量泵可以通过调节排量来改变流量,定量泵只有效改变转速的办法来调节流量,可是转速的增大受到吸油性能、泵的使用寿命、效率等的限制。例如,工作转速低时,虽然对寿命有利,可是会使容积效率降低,并且对需要利用离心思来工作的叶片泵来说,转速过低会无法保证正常工作。

⑷液压泵的流千分尺有某种程度的脉动性子,其脉动情况取决于泵的型式及结构设计参数。为了减小脉动的影响,除了从造型上思量外,须要时可在系统中设置蓄能器或液压滤波器。

⑸液压泵靠工作腔的容积变化来吸、排油,如果工作腔居于吸、排油之间的过渡密封区时存在容积变化,就会孕育发生压力急剧升高或降低的“困油现象”,从而影响容积效率,孕育发生压力脉动、噪声及工作构件上的附加动载荷,这是液压泵设计中需要注意的一个共性需要解答的题目。

2.6.2 液压马达的工作特点

(1)在一般工作条件下,液压马达的进、出口压力都高于大大气的压力,因此不存在液压泵那样的吸入性能需要解答的题目,可是,如果液压马达可能在泵工况下工作,它的进油口应有最低压力限制,以免孕育发生汽蚀。

(2)马达有应能正、反运转,因此,就要求液压马达在设计时具有结构上的对称性。

⑶液压马达的实际工作压差取决于负载力矩的大小,当被驱动负载的转动惯量大、转速高,并要求急速制动或反转时,会孕育发生较高的液压冲击,为此,应在系统中设置须要的安全阀、缓冲阀。

⑷由于内部走漏不成避免,因此将马达的排油口关闭而举行制动时,仍会有缓惯的滑转,所以,需要长时间精确制动时,应另行设置防止滑转的制动器,

⑸某些型式的液压马达必须在回油口具有足够的背压才能保证正常工作,并且转速越高所需背压也越大,背压的增高意味着油源的压力利用率低,系统的损失大。

小结

液压泵是液压系统的动力源。构成液压泵基本条件是:具有可变的密封容积,协调的配油机构,及高、低压腔相互隔离的结构。液压泵和液压马达的首要性能参数有:排量、流量、压力、功率和效率;排量为几何参数,而流量则为排量和转速的乘积;实际工作压力取决于外负载;液压功率为泵的输出流量和工作压力之乘积;容积效率和机械效率分别反映了液压泵和马达的容积损失和机械损失。液压泵和液压马达按照结构形式的不同,首要分为齿轮式、叶片式、柱塞式三大类,要掌握各类泵、马达的工作道理、排量与流量的计较方法,了解其结构特点。柱塞泵是目前性能比较完善、压力和效率最高的液压泵;高性能叶片泵的以脉动小,噪音低而见长;齿轮泵最大的特点是抗污染,可用于环境比较恶劣的工作条件下。液压马达是液压系统中的重要的执行元件之一, 从道理上讲,液压马达是液压泵的逆工况。要注意了解低速大扭矩马达(曲轴弯曲部分连杆马达、静力均衡马达、多作用内曲线马达)的结构特点与应用场合。

3 液压缸

HYDRAULIC CYLINDERS

3.1.1活塞式液压缸 Piston Type Cylinders

活塞式液压缸可分为双杆式(Double-end Rod Cylinder)和单杆式(Single-end Rod Cylinders)两种结构形式,其安装又有缸筒固定和活塞杆固定两种体式格局。

3.1.1.1双杆活塞液压缸 Double-end Rod Cylinder

双活塞杆液压缸的活塞两头都带有活塞杆,分为缸体固定和活塞杆固定两种安装形式,如图3.1所示。

图3.1双活塞杆液压缸安装体式格局简图

因为双活塞杆液压缸的两活塞杆直径相称,所以当输入流量和油液压力不变时,其往返运动速度和推力相称。则缸的运动速度V和推力F分别为:

(3.1)

(3.2)

式中: 、 —分别为缸的进、回油压力; 、 —分别为缸的容积效率和机械效率; 、d—分别为活塞直径和活塞杆直径;q—输入流量;A—活塞有效工作平面或物体表面的大。

这种液压缸常用于要求往返运动速度相同的场合。

3.1.1.2单活塞杆液压缸 Single-end Rod Cylinders

单活塞杆液压缸的活塞仅一端带有活塞杆,活塞双向运动可以获得不同的速度和输出力,其简图及油路连接体式格局如图3.2所示。

(1)当无杆腔进油时[图3.2(a)],活塞的运动速度 和推力 分别为

(3.3)

(3.4)

(2)当有杆腔进油时[图3.2(b)],活塞的运动速度 和推力 分别为

(3.5)

(3.6)

式中符号意义同式(3.1)、式(3.2)。

比较上述各式,可以看出: > , > ;液压缸往复运动时的速度比为

(3.7)

(a)无杆腔进油(b)有杆腔进油(c)差动连接(Differential Connection)

图3.2双作用单活塞杆液压缸计较简图

上式表明,当活塞杆直径愈小时速度接近1,在两个方向上的速度差值就愈小。

⑶液压缸差动连接时[图3.2(c)],活塞的运动速度 和推力 分别为

(3.8)

在忽略两腔连通油路压力损失的情况下,差动连接液压缸的推力为

(3.9)

当单杆活塞缸两腔同时通入压力油时,由于无杆腔有效作用平面或物体表面的大大于有杆腔的有效作用平面或物体表面的大,使得活塞向右的作用力大于向左的作用力,因此,活塞向右运动,活塞杆向外伸出;与此同时,又将有杆腔的油液挤出,使其流进无杆腔,从而提速了活塞杆的伸出速度,单活塞杆液压缸的这种连接体式格局被称为差动连接。差动连接时,液压缸的有效作用平面或物体表面的大是活塞杆的横截平面或物体表面的大,工作台运动速度比无杆腔进油时的速度大,而输出力则减小。差动连接是在不增加液压泵容积和功率的条件下,实现快速运动的有效办法。

⑷差动液压缸计较举例。

[例3.1] 已知单活塞杆液压缸的缸筒内径D=100mm,活塞杆直径d=70mm,进入液压缸的流量q=25min,压力P1=2MPa,P2=0。液压缸的容积效率和机械效率分别为0.98、0.97,试求在图3.2(a)、(b)、(c)所示的三种工况下,液压缸可推动的最大负载和运动速度各是多少?并给出运动方向。

解①在图3.2(a)中,液压缸无杆腔进压力油,回油腔压力为零,因此,可推动的最大负载为

液压缸向左运动,其运动速度为

②在图3.2(b)中,液压缸为有杆腔进压力油,无杆腔回油压力为零,可推动的负载为

液压缸向左运动,其运动速度为

③在图3.2(c)中,液压缸差动连接,可推动的负载力为

液压缸向左运动,其运动速度为

3.1.2柱塞式液压缸 Ram Type Cylinders

前面所讨论的活塞式液压缸的应用非常广泛,但这种液压缸由于缸孔加工精度要求很高,当行程较长时,加工难度大,使得制造成本增加。在生产实际中,某些场合所用的液压缸并不要求双向节制,柱塞式液压缸恰是满足了这种使用要求的一种价格低廉的液压缸。

如图3.3(a)所示,柱塞缸由缸筒、柱塞、导套、密封圈和压盖等零件构成,柱塞和缸筒内壁不接触,因此缸筒内孔不需精加工,工艺性好,成本低。柱塞式液压缸是单作用的,它的回程需要借助自重或弹簧等其它外力来完成,如果要获得双向运动,可将两柱塞液压缸成对使用[图3.3(b)]。柱塞缸的柱塞端面是受压面,其平面或物体表面的大大小决定了柱塞缸的输出速度和推力,为保证柱塞缸有足够的推力和稳定性,一般柱塞较粗,重量较大,水平安装时易孕育发生单边磨耗,故柱塞缸相宜于垂直安装使用。为减轻柱塞的重量,有时制成空心柱塞。

图3.3柱塞式液压缸

柱塞缸结构简单,制造方便,常用于工作行程较长的场合,如大型拉床,矿用液压支架等。

3.1.3晃动式液压缸 Rotary Cylinders

晃动液压缸能实现小于360°角度的往复晃动运动,由于它可直接输出扭矩,故又称为晃动液压马达,首要有单叶片式和双叶片式两种结构形式。

图3.4(a)所示为单叶片晃动液压缸,首要由定子块1、缸体2、晃动轴三、叶片4、左右支承盘和左右盖板等首要零件构成。两个工作腔之间的密封靠叶片和隔板外缘所嵌的框形密封件来保证,定子块固定在缸体上,叶片和晃动轴固连在一起,当两油口接踵通以压力油时,叶片即带动晃动轴作往复晃动,当思量到机械效率时,单叶片缸的晃动轴输出转矩为

单叶片式晃动液压缸由

(3.10)

按照能量守恒道理,结合式(3.10)得输出角速度为

(3.11)

式中未说明符号同式(3.1)、式(3.2),其余符号意义如下:

D—缸体内孔直径;d—晃动轴直径;b—叶片宽度。

(a)(b)

图3.4晃动液压缸

单叶片晃动液压缸的摆角一般不跨越280°,双叶片晃动液压缸的摆角一般不跨越150°。当输入压力和流量不变时,双叶片晃动液压缸晃动轴输出转矩是相同参数单叶片晃动缸的两倍,而晃动角速度则是单叶片的半壁。

晃动缸结构紧凑,输出转矩大,但密封困难,一般只用于中、低压系统中往复晃动,转位或间歇运动的地方。

3.1.4伸缩式液压缸 Telescopic Cylinders

图3.5所示为伸缩式液压缸的结构图,它由两级(或多级)活塞缸套装而成,首要构成零件有缸体5、活塞4、套筒活塞3等。

缸体两头有进、出油口A和B。当A口进油,B口回油时,先推动一级活塞3向右运动,由于一级活塞的有效作用平面或物体表面的大大,所以运动速度低而推力大。一级活塞右行至终点时,二级活塞4在压力油的作用下继续向右运动,因其有效作用平面或物体表面的大小,所以运动速度快,但推力小。套筒活塞3既是一级活塞,又是二级活塞的缸体,有双重作用(多级时,前一级缸的活塞就是后一级缸的缸套)。若B口进油,A口回油,则二级活塞4先退回至终点,然后一级活塞3才退回。

图3.5伸缩式液压缸的结构图

1—压板;2、6—端盖;3—套筒活塞;4—活塞;5—缸体;7—套筒活塞端盖

伸缩式液压缸的特点是:活塞杆伸出的行程长,收缩后的结构尺寸小,适用于翻斗汽车,起重机的伸缩臂等。

3.1.5齿条活塞缸 Rack and Pinion Cylinder

图3.6齿条活塞液压缸的结构图

1 —紧固螺帽(Fastening Bolt);2 —调节螺丝(Adjusting Screw);3 —端盖(Cover);4 —垫圈(Packing);5 — O形密封圈(O-ring);6 —挡圈(Retainer Ring);7 —缸套(Cylinder Sleeve);8 —齿条活塞(Gear Rack Piston);9 —齿轮(Gear);l0 —传动轴(Shaft);11 —缸体(Barrel);12 —螺丝(Screw)

齿条活塞缸由带有齿条杆的双作用活塞缸和齿轮齿条机构构成,如图3.6所示,活塞往复移动经齿条、齿轮机构变成齿轮轴往复转动,它多用于自动线,组合机床等转位或分度机构中。

3.2 液压缸的设计计较 Cylinder Calculation and Design

液压缸一般来说是规范件,但有时也需要自行设计。本节首要介绍液压缸首要尺寸的计较及强度,刚度的验算方法。

液压缸的设计是在对所设计的液压系统举行工况分析、负载计较和确定了其工作压力的基础上举行的。首先按照使用要求确定液压缸的类型,再按负载和运动要求确定液压缸的首要结构尺寸,须要时需举行强度验算,最后举行结构设计。

液压缸的首要尺寸包括液压缸的内径D、缸的长度L、活塞杆直径d。首要按照液压缸的负载、活塞运动速度和行程等因素来确定上述参数。

3.2.1液压缸工作压力的确定 Calculation of Cylinder Working Pressure

液压缸要承受的负载包括有效工作负载、摩擦阻力和惯性力等。液压缸的工作压力按负载确定。对不同用途的液压设备,由于工作条件不同,采用的压力范围也不同。设计时,液压缸的工作压力可按负载大小及液压设备类型参考表3.2、表3.3来确定。

表3.2液压缸的公称压力(单位:MPa,GB7938-87)

0.63

1.0

1.6

2.5

4.0

6.3

10.0

16.0

25.0

31.5

40.0

表3.3各类液压设备常用的工作压力(单位:MPa)

设备类型

一般机床

一般冶金设备

农业机械、

小型工程机械

液压机、重型机械、轧机压下、

起重运输机械

工作压力(MPa)

1～6.3

6.3～16

10～16

20～32

3.2.2液压缸首要尺寸的确定 Calculation of Cylinder Main Sizes

液压缸内径D和活塞杆直径d可按照最大总负载和选取的工作压力来定,对单杆缸而言,无杆腔进油并不思量机械效率时,由式(3.4)

(3.14)

有杆腔进油并不思量机械效率时,由式(3.6)可得

(3.15)

一般情况下,选取回油背压 ,这时候,上面两式便可简化,即无杆腔进油时

(3.16)

有杆腔进油时:

(3.17)

式(3.17)中的杆径d可按照工作压力选取,见表3.4;当液压缸的往复速度比有必得求时,由式(3.7)得杆径为

(3.18)

推荐液压缸的速度比如表3.5所示。

表3.4 液压缸工作压力与活塞杆直径

液压缸工作压力P(MPa)

£5

5~7

>7

推荐活塞杆直径

(0.5~0.55)D

(0.6~0.7)D

0.7D

表3.5 液压缸往复速度比推荐值

液压缸工作压力P(MPa)

£10

1.25~20

>20

往复速度比y

1.33

1.46~2

2

计较所得的液压缸内经D和活塞杆直经d应圆整为规范系列参见《新编液压工程手册》。

液压缸的缸筒长度由活塞最大行程,活塞长度,活塞杆导向套长度,活塞杆密封长度和特殊要求的长度确定。其中活塞长度为(0.6~1.0)D;导向套长度为(0.6~1.5)d。为减少加工难度,一般液压缸缸筒长度不应大于内径的20~30倍。

3.2.3液压缸的校核 Check Cylinders

3.2.3.1缸筒壁厚的验算 Check on Wall Thickness of Barrel

中、高压液压缸一般用无缝钢管做缸筒,大多属薄壁筒,即d/D£0.08,此时,可按照质料力学中薄壁圆筒的计较公式验算缸筒的壁厚,即

(3.19)

当d/D³0.3时,可用下式校核缸筒壁厚

(3.20)

当液压缸采用铸造缸筒时,壁厚由铸造工艺确定,这时候应按厚壁圆筒计较公式验算壁厚。当d/D=0.08~0.3时,可用下式校核缸筒的壁厚

(3.21)

式中: —缸筒内的最高工作压力;[s]—缸筒质料的许允应力

3.2.3.2液压缸稳定性验算 Check on Cylinder Stability

活塞杆长度按照液压缸最大行程L而定。对工作行程中受压的活塞杆,当活塞杆长度L与其直径d之比大于15时,答对活塞杆举行稳定性验算,关于稳定性验算的内容可查阅液压设计手册。

3.3.1液压缸的典型结构 Cylinder Construction

图3.7为单活塞杆液压缸结构图。它首要由缸底1、缸筒6、缸盖十、活塞4、活塞杆7和导向套8等构成。缸筒一端与缸底焊接,另一端与缸盖采用螺纹连接。活塞与活塞杆采用卡键连接。为了保证液压缸的可靠密封,在相应部位设置了密封圈三、5、九、11和防尘圈12。

图3 .7双作用单活塞杆液压缸结构图

l —缸底(Cap Bottom);2 —卡键(Stirrup);三、5、九、11—密封圈(Seals);4—活塞(Piston);6—缸筒(Barrel);7—活塞杆(Rod End);8—导向套(Guide Sleeve);10—缸盖(Cover);12—防尘圈(Scraper Seal);13—耳轴(Trunnion)

上图表明,液压缸一般由后端盖、缸筒、活塞杆、活塞组件、前端盖等首要部分构成;为防止油液向液压缸外泄或由高压腔向低压腔走漏,在缸筒与端盖、活塞与活塞杆、活塞与缸筒、活塞杆与前端盖之间均设置有密封装配,在前端盖外側,还装有防尘装配;为防止活塞快速退回到行程终端时撞击后缸盖,液压缸端部还设置缓冲装配;有时还需设置排气装配。

举行液压缸设计时,按照工作压力,运动速度,工作条件,加工工艺及装拆检修等方面的要求,往往综合思量液压缸的各部分结构。

3.3.2缸筒与端盖的连接 Connection of Cover and Barrel

常见的缸体与缸盖的连接结构如图3.8所示。

图3.8缸体与缸盖的连接结构

(1)法兰式连接(The Type of Flange Connection) ,结构简单,加工方便,连接可靠,可是要求缸筒端部有足够的壁厚,用以按装螺栓或旋入螺丝。缸筒端部一般用铸造、镦粗或焊接体式格局制成粗大的外径,它是常用的一种连接形式。

(2)半环式连接(The Whitney Key Type Connection ),分为外半环连接和内半环连接两种连接形式,半环连接工艺性好,连接可靠,结构紧凑,但削弱了缸筒强度。半环连接应用十分普遍,常用于无缝钢管缸筒与端盖的连接中。

⑶螺纹式连接(The Thread Type Connection),有外螺纹连接和内螺纹连接两种,其特点是体积小,重量轻,结构紧凑,但缸筒端部结构较复杂,这种连接形式一般用于要求外形尺寸小,重量轻的场合。

⑷拉杆式连接(The Draw-bar Type Connection),结构简单,工艺性好,通用性强,但端盖的体积和重量较大,拉杆受力后会拉伸变长,影响密封成效。只适用于长度半大的中、低压液压缸。

⑸焊接式连接(The Welding Type Connection),强度高,制造简单,但焊接时易引起缸筒变形。

缸筒是液压缸的主体,其内孔一般采用镗削、绞孔、滚压或珩磨等紧密加工工艺制造,要求表面粗造度在0.1mm~0.4mm,使活塞及其密封件、支承件能顺利滑动,从而保证密封成效,减少磨耗;缸筒要承受很大的液压力,因此,应具有足够的强度和刚度。

端盖装在缸筒两头,与缸筒形成封闭油腔,同样承受很大的液压力,因此,端盖及其连接件都应有足够的强度。设计时既要思量强度,又要选择工艺性较好的结构形式。

导向套对活塞杆或柱塞起导向和支承作用,有些液压缸不设导向套,直接用端盖孔导向,这种结构简单,但磨耗后必须更换端盖。

缸筒(Barrel),端盖(Cover)和导向套(Guide Sleeve)的质料选择和技能要求可参考液压设计手冊。

3.3.3活塞组件 Piston Component

活塞组件由活塞(Piston)、密封件(Sealing)、活塞杆(Rod)和连接件(Connector)等构成。随液压缸的工作压力、安装体式格局和工作条件的不同,活塞组件有多种结构形式。

3.3.3.1活塞与活塞杆的连接形式 Connection Forms of Piston and Rod

如图3.9所示,活塞与活塞杆的连接最常用的有螺纹连接和半环连接形式,除此之外另有群体式结构、焊接式结构、锥销式结构等。

螺纹式连接如图3.9(a)所示,结构简单,装拆方便,但一般需备螺母防松装配;半环式连接如图3.9(b)所示,连接强度高,但结构复杂,装拆不便,半环连接多用于高压和振动较大的场合;群体式连接和焊接式连接结构简单,轴向尺寸紧凑,但损坏后需群体更换,对活塞与活塞杆比率较小、行程较短或尺寸半大的液压缸,其活塞与活塞杆可采用群体或焊接式连接;锥销式连接加工容易,装配简单,但承载能力小,且需要有须要的防止脱落措施,在轻载情况下可采用锥销式连接。

图3.9活塞与活塞杆的连接形式

a) 1—活塞杆;2—活塞;3—密封圈(Sealing);4—弹簧圈(Spring Coil);5—螺母(Nut)

b) 1—卡键(Spring Key);2—套环(Socker Ring);3—弹簧卡圈(Spring Collar)

3.3.3.2活塞组件的密封 Piston Component Seal

活塞装配首要用来防止液压油的走漏。对密封装配的基本要求是具有良好的密封性能,并随压力的增加能自动提高密封性,除此以外,摩擦阻力要小,耐油,抗腐蚀,耐磨,寿命长,制造简单,拆装方便。油缸首要采用密封圈密封,密封圈有O形、V形、Y形及组合式等数种,其质料为耐油橡胶、尼龙、聚氨脂等。

(1)O形密封圈(O-ring)

O形密封圈的截面为圆形,首要用于静密封。O形密封圈安装方便,价格便宜,可在 的温度范围内工作,但与唇形密封圈相比,运动阻力较大,作运动密封时容易孕育发生扭转,故一般不单独用于油缸运动密封(可与其它密封件组合使用)。

(a)普通型(b)有挡板型

图3.10O型密封圈的结构道理

O形圈密封的道理如图3.10(a)所示,O形圈装入密封槽后,其截面受到压缩后变形。在无液压力时,靠O形圈的弹性对接触面孕育发生预接触压力,实现初始密封,当密封腔充入压力油后,在液压力的作用下,O形圈挤向槽一侧,密封面上的接触压力上涨,提高了密封成效。任何形状的密封圈在安装时,必须保证适当的预压缩量,过小不克不及密封,过大则摩擦力增大,且易于损坏,因此,安装密封圈的沟槽尺寸和表面精度必须按有关手册给出的数据严酷保证。在动密封中,当压力大于10MPa时,O形圈就会被挤入间隙中而损坏,为此需在O形圈低压侧设置聚四氟乙烯或尼龙制成的挡圈,其厚度为1.25~2.5mm,双向受高压时,两側都要加挡圈, 其结构如图3.10(b)所示。

(2)V形密封圈(V-ring)

V形圈的截面为V形,如图3.11所示,V形密封装配是由压环,V形圈和支承环构成。当工作压力高于10MPa时,可增加V形圈的数量,提高密封成效。安装时,V形圈的开口应面向压力高的一侧。

a)压环b)V型圈C)支承环

图3.11 V形密封圈

V形圈密封性能良好,耐高压,寿命长,通过调节压紧力,可获得最佳的密封成效,但V形密封装配的摩擦阻力及结构尺寸较大,首要用于活塞杆的往复运动密封,它相宜在工作压力为P>50MPa,温度 的条件下工作。

⑶Y(Yx)形密封圈(Y-ring)

Y形密封圈的截面为Y形,属唇形密封圈。它是一种密封性、稳定性和耐压性较好、摩擦阻力小、寿命较长的密封圈,故应用也很普遍。Y形圈首要用于往复运动的密封,按照截面长宽比例的不同,Y形圈可分为宽断面和窄断面两种形式,图3.12所示为宽断面Y形密封圈。

图3.12 Y形密封圈

Y形圈的密封作用依赖于它的唇边对藕合面的紧密接触,并在压力油作用下孕育发生较大的接触压力,达到密封目的。当液压力升高时,唇边与藕合面贴得更紧,接触压力更高,密封性能更好。

Y形圈安装时,唇口端面答对着液压力高的一侧,当压力变化较大,滑动速度较高时,要使用支承环,以固定密封圈,如图3.12(b)所示。

宽断面Y形圈一般适用于工作压力P的场合;窄断面Y形圈一般适用于工作压力P下工作。

3.3.4缓冲装配 Cushioning Devices

当液压缸带动质量较大的部件作快速往复运动时,由于运动部件具有很大的动能,因此当活塞运动到液压缸终端时,会与端盖碰撞,而孕育发生冲击和噪声。这种机械冲击不仅引起液压缸的有关部分的损坏,而且会引起其它相关机械的损伤。为了防止这种危害,保证安全,应采取缓冲措施,对液压缸运动速度举行节制。

图3.13所示为液压缸节流缓冲的几种形式:当活塞移至其端部,缓冲柱塞开始插入缸端的缓冲孔时,活塞与缸端之间形成封闭空间,该腔中受困挤的剩余油液只能从节流小孔或缓冲柱塞与孔槽之间的节流环缝中挤出,从而造成背压迫使运动柱塞降速制动,实现缓冲。目前普遍采用在缸出进口设单向节流阀[图3.13(d)],可调节缓冲成效。

(c)可变节流槽式(d)可调节流孔试

图3.13 液压缸缓冲装配

3.3.5 排气装配 Venting Advice

液压传动系统往往会混入空气,使系统工作不稳定,孕育发生振动,爬行或前冲等现象,紧张时会使系统不克不及正常工作。因此,设计液压缸时,必须思量空气的排除。

对要求不高的液压缸,往往不设计专门的排气装配,而是将油口布置在缸筒两头的最高处,如许也能使空气随油液排往油箱,再从油箱溢出,对速度稳定性要求较高的液压缸和大型液压缸,常在液压缸的最高处设置专门的排气装配,如排气塞,排气阀等。当松开排气塞或阀的锁紧螺丝后,低压往复运动频频,带有气泡儿的油液就会排出,空气排完后拧紧螺丝,液压缸便可正常。

4液压辅助元件

HYDRAULIC ACCESSORIES

4.1 滤油器 Filters

4.1.1 对过滤器的要求 Demand for Filters

液压油中往往含有颗粒状杂质,会造成液压元件相对运动表面的磨耗、滑阀卡滞、节流孔口堵塞,使系统工作可靠性大为降低。在系统中安装一定精度的滤油器,是保证液压系统正常工作的须要手眼。过滤器的过滤精度是指滤芯可以或许滤除的最小杂质颗粒的大小,以直径d作为公称尺寸表示,按精度可分为粗过滤器(d<100 )普通过滤器(d<10 ),精过滤器(d<5 ),特精过滤器(d<1 )。一般对过滤器的基本要求是:

(1)能满足液压系统对过滤精度要求,即能反对一定尺寸的杂质进入系统。

(2)滤芯应有足够强度,不会因压力而损坏。

⑶通流能力大,压力损失小。

⑷易于清洗或更换滤芯。

表4.1各种液压系统的过滤精度要求

系统类别

润滑系统

传动系统

伺服系统

工作压力(MPa)

0~2.5

14

14~32

>32

£21

精度d(mm)

£100

25~50

£25

£10

£5

4.1.2 过滤器的类型及特点 The Tape and Characteristic of Filter

按滤芯的质料和结构形式,滤油器可分为网式(Mesh Filter)、线隙式(Wire-wound Filter)、纸质滤芯式(Pleated Paper Filter)、烧结式滤油器(Sintered Metal Filter)及磁性滤油器等。按滤油器安顿的位置不同,还可以分为吸滤器,压滤器和回油过滤器,思量到泵的自吸性能,吸油滤油器多为粗滤器。

(1)网式滤油器 Wire Screen Filter

图4.1所示为网式滤油器,其滤芯以铜网为过滤质料,在周围开有很多孔的分子化合物塑料或金属筒形骨架上,包着一层或两层铜丝网,其过滤精度取决于铜网层数和网孔的大小。这种滤油器结构简单,通流能力大,清洗方便,但过滤精度低,一般用于液压泵的吸油口。

图4.1网式滤油器

(2)线隙式滤油器 Wire Wound Filter

线隙式滤油器如图4.2所示,用钢线或铝线密绕在筒形骨架的外部来构成滤芯,寄托铜丝间的微小间隙滤除混入液体中的杂质。其结构简单,通流能力大,过滤精度比网式滤油器高,但不易清洗,多为回油过滤器。

图4.2 线隙式滤油器

⑶纸质滤油器 Paper Filter

纸质滤油器如图4.3所示,其滤芯为平纹或波纹的酚醛树脂或木浆微孔滤纸制成的纸芯,将纸芯围绕在带孔的镀锡铁做成的骨架上,以增大强度。为增加过滤平面或物体表面的大,纸芯一般做成折叠形。其过滤精度较高,一般用于油液的精过滤,但堵塞后无法清洗,须经常更换滤芯。

图4.3纸质滤油器

⑷烧结式滤油器 Sintered Metal Powder Filter

烧结式滤油器如图4.4所示,其滤芯用金属粉末烧结而成,利用颗粒间的微孔来盖住油液中的杂质通过。其滤芯能承受高压,抗腐蚀性好,过滤精度高,适用于要求精滤的高压、高温液压系统。

图4.4 烧结式滤油器

4.1.3 过滤器的安装 Filter Location

(1)泵入口的吸油粗滤器 Suction Filter

用来保护泵,使其不致吸入较大的机械杂质,按照泵的要求,可用粗的或普通精度的滤油器,为了不影响泵的吸油性能,防止发生气穴现象,滤油器的过滤能力应为泵流量的两倍以上,压力损失不得跨越0.01~0.035MPa。

(2)泵出口油路上的高压滤油器 High Pressure Filter

这种安装首要用来滤除进入液压系统的污染杂质,一般采用过滤精度10~15mm的滤油器。它应能承受油路上的工作压力和冲击压力,其压力降应小于0.35MPa,并应有安全阀或堵塞状态发讯装配,以防泵过载和滤芯损坏。

⑶系统回油路上的低压滤油器 Low Pressure Filter

可滤去油液流入油箱以前的污染物,为液压泵提供清洁的油液。因回油路压力很低,可采用滤芯强度不高的精滤油器,并允许滤油器有较大的压力降。

⑷安装在系统以外的旁路过滤系统 Bypass Line Filter

大型液压系统可专设一液压泵和滤油器构成的滤油子系统,滤除油液中的杂质,以保护主系统。

安装滤油器时应注意,一般滤油器只能单向使用,即进、出口不成互换。

4.2 蓄能器 Accumulators

4.2.1蓄能器的作用 Function of Accumulators

蓄能器的作用是将液压系统中的压力油储存起来,在需要时又重新放出。其首要作用表现在以下几个方面。

(1)作辅助动力源

在间歇工作或实现周期性动作循环的液压系统中,蓄能器可以把液压泵输出的骈枝压力油储存起来。当系统需要时,由蓄能器释放出来。如许可以减少液压泵的定额流量,从而减小电机功率消耗,降低液压系统温升。

(2)系统保压或作紧急动力源

对执行元件长时间不动作,而要保持永恒固定压力的系统,可用蓄能器来补偿走漏,从而使压力永恒固定。对某些系统要求当泵发生故障或停电时,执行元件应继续完成须要的动作时,需要有适当容积的蓄能器作紧急动力源。

⑶吸收系统脉动,缓和液压冲击

蓄能器能吸收系统压力突变时的冲击,如液压泵俄然启动或停止,液压阀俄然关闭或开启,液压缸俄然运动或停止;也能吸收液压泵工作时的流量脉动所引起的压力脉动,至关于油路中的光滑滤波(在泵的出口处并联一个反应灵敏而惯性小的蓄能器)。

4.2.2蓄能器的结构形式 Construction of Accumulator

如图4.5所示蓄能器通常有重力式,弹簧式和充气式等几种。目前常用的是利用气体压缩和膨胀来储存、释放液压能的充气式蓄能器。

图4.5蓄能器的结构形式

(1)活塞式蓄能器 Piston Accumulator

活塞式蓄能器中的气体和油液由活塞隔开,其结构如图4.6所示。活塞1的上部为压缩空气,气体由阀3冲充入,其下部经油孔a通向液压系统,活塞1随下部压力油的储存和释放而在缸筒2内往返滑动。这种蓄能器结构简单、寿命长,它首要用于大体积和大流量。但因活塞有一定的惯性和O形密封圈存在较大的摩擦力,所以反应不够灵敏。

(2)皮囊式蓄能器 Bladder Type Accumulator

皮囊式蓄能器中气体和油液用皮囊隔开,其结构如图4.7所示。皮囊用耐油橡胶制成,固定在耐高压的壳体的上部,皮囊内充入惰性气体,壳体下端的提升阀A由弹簧加菌形阀构成,压力油由此通入,并能在油液全部排出时,防止皮囊膨胀挤出油口。这种结构使气、液密封可靠,并且因皮囊惯性小而克服了活塞式蓄能器响应慢的弱点,因此,它的应用范围非常广泛,其弱点是工艺性较差。

图4.6活塞式蓄能器

图4.7皮囊式蓄能器

⑶薄膜式蓄能器 Diaphragm Accumulator

薄膜式蓄能器利用薄膜的弹性来储存、释放压力能,首要用于体积和流量较小的情况,如用作减震器,缓冲器等。

⑷弹簧式蓄能器 Spring Loaded Accumulator

弹簧式蓄能器利用弹簧的压缩和伸长来储存、释放压力能,它的结构简单,反应灵敏,但容积小,可用于小容积、低压回路起缓冲作用,不适用于高压或高频的工作场合。

⑸重力式蓄能器 Weight Loaded Accumulator;

重力式蓄能器首要用冶金等大型液压系统的恒压供油,其缺点是反应慢,结构复杂,现在已很少使用。

4.2.3蓄能器的容积计较 Calculating the Volume of Accumulators

容积是选用蓄能器的依据,其大小视用途而异,现以皮囊式蓄能器为例加以说明。

4.2.3.1作辅助动力源时的容积计较 Calculating the Volume of Accumulator when It Used as Auxiliary Power Source

当蓄能器作动力源时,蓄能器储存和释放的压力油容积和皮囊中气体体积的变化量相称,而气体状态的变化遵守玻义耳定律,即

(4.1)

式中: —皮囊的充大气的压力力(precharge pressure); —皮囊充气的体积,由于此时皮囊布满壳体内腔,故 亦即蓄能器容积; —系统最高工作压力,即泵对蓄能器充油结束时的压力; —皮囊被压缩后相应于 时的气体体积; —系统最低工作压力,即蓄能器向系统供油结束时的压力; —气体膨胀后相应于 时的气体体积。

体积差 为供给系统油液的有效体积,将它代入式(4.1),使可求得蓄能器容积 ,即

由上式得

(4-2)

充大气的压力力 在理论上可与 相称,可是为保证在 时蓄能器仍有能力补偿系统走漏,则应使,一般取 =(0.8~0.85) ,如已知 ,也可反过来求出储能时的供油体积,即

(4.3)

在以上各式中,n是与气体变化过程有关的指数。当蓄能器用于保压和补充走漏时,气体压缩过程缓慢,与外界热交换得以充分举行,可以为是等温变化过程,这时候取n=1;而当蓄能器作辅助或应急动力源时,释放液体的时间短,气体快速膨胀,热交换不充分,这时候可视为绝热过程,取n=1.4。在实际工作中,气体状态的变化在绝热过程和等温过程之间,因此,n=1~1.4。

4.2.3.2用来吸收冲击用时的容积计较 Calculating the Volume of Accumulator when It Used as Shock Absorber

当蓄能器用于吸收冲击时,其容积的计较与管路布置、液体流态、阻尼及走漏大小等因素有关,准确计较比较困难。一般按经验公式计较缓冲最大冲击力时所需要的蓄能器最小容积,即

(4.4)

式中: —允许的最大冲击(MPa); —阀口关闭前管内压力(MPa); —用于冲击的蓄能器的最小容积(l);L—发生冲击的管长,即压力油源到阀口的管道长度(m);t—阀口关闭的时间( ),实然关闭时取t=0。

4.3 油箱 Reservoirs

4.3.1油箱的基本功能 Basic Function of Reservoirs

油箱的基本功能是:储存工作媒质;散发系统工作中孕育发生的热能;分离油液中混入的空气;沉淀污染物及杂质。

按油面是否与大气相通,可分为开式油箱与闭式油箱。开式油箱广泛用于一般的液压系统;闭式油箱则用于水下和高空无稳定大气的压力的场合,这里仅介绍开式油箱。

4.3.2油箱的容积与结构 Construction Features

图4.8 油箱结构表示意思图

在初步设计时,油箱的有效容积可按下述经验公式确定

(4.5)

式中: —油箱的有效容积(Effective Volume); —液压泵的流量(Pumps Flow); —经验系数(Empirical Coefficient),低压系统: =2~4,中压系统: =5~7,中高压或高压系统: =6~12。

对功率较大且连续工作的液压系统,须要时还要举行热均衡计较,以此确定油箱容积。

底下按照图4.8所示的油箱结构表示意思图分述设计要点如下:

(1)泵的吸油管与系统回油管之间的距离应尽可能远些,管口都应插于最低液面以下,但离油箱底要大于管径的2~3倍,以免吸空和飞溅起泡,吸油管端部所安装的滤油器,离箱壁要有3倍管径的距离,以便四面进油。回油管口应截成45°斜角,以增大回流截面,并使斜面对着箱壁,以利散热和沉淀杂质。

(2)在油箱中设置隔板,以便将吸、回油隔开,迫使油液循环流动,利于散热和沉淀。

⑶设置空气滤清器与液位计。空气滤清器的作用是使油相箱与大气相通,保证泵的自吸能力,滤除空气中的灰尘杂物,有时兼作加油口,它一般布置在顶盖上靠近油箱边缘处。

⑷设置放油口与清洗窗口。将油箱底面做成斜面,在最低处设放油口,日常平凡用螺塞或放油阀堵住,换油时将其打开放走油污。为了便于换油时清洗油箱,大容积的油箱一般均在侧壁设清洗窗口。

⑸油箱正常工作温度应在15~66°C之间,须要时应安装温度节制系统,或设置加热器和冷却器。

(6)最高油面只允许达到油箱高度的80%,油箱底脚高度应在150mm以上,以便散热、搬移和放油,油箱四周要有吊耳,以便起吊装运。

4.4 管件和管接头 Pipes and Connectors

管件包括管道、管接头和法兰等,其作用是保证油路的连通,并便于拆卸、安装;按照工作压力、安装位置确定管件的连接结构;与泵、阀等连接的管件应由其接口尺寸决定管径。

4.4.1 管道 Pipes

管道特点、种类和适用场合见表4.2。

表4.2管道的种类和适用场合

种类

特点和适用范围

钢管

价廉、耐油、抗腐、刚性好,但装配不易弯曲成形,常在拆装方便处用作压力管道,中压以上用无缝钢管,低压用焊接钢管。

紫铜管

价格高,抗振能力差,易使油液氧化,但易弯曲成形,用于仪表和装配不便处。

尼龙管

半透明质料,可观察流动情况,加热后可肆意弯曲成形和扩口,冷却后即定形,承压能力较低,一般在2.8~8MPa之间。

分子化合物塑料管

耐油、价廉、装配方便,长期使用会老化,只用于压力低于0.5MPa的回油或泄油管路

橡胶管

用耐油橡胶和钢丝编织层制成,价格高,多用于高压管路;另有一种用耐油橡胶和帆布制成,用于回油管路。

管道的内径d和壁厚可采用下列两式计较,并需圆整为规范数值,即

(4.6)

(4.7)

式中: —允许流速,推荐值为:吸油管为0.5~1.5m/s,回油管为1.5~2m/s,压力油管为2.5~5m/s,节制油管取2~3m/s,橡胶软管应小于4m/s。n—安全系数,对钢管, £7MPa时,n=8;7MPa £17.5MPa时,n=6; >17.5MPa时,n=4。 —管道质料的抗拉强度,可由质料手册查出。

管道应尽量短,最好横平竖直,拐弯少,为避免管道皱折,减少压力损失,管道装配的弯曲半径要足够大,管道悬伸较长时要适当设置管夹。

管道尽量避免交叉,平行管距要大于100mm,以防接触振动,并便于安装管接头。

软管直线安装时要有30%左右的余量,以适应油温变化、受拉和振动的需要。弯曲半径要大于9倍软管外径,弯曲处到管接头的距离至少等于6倍外径。

4.4.2 管接头 Fittings and Connectors

管接头是管道和管道,管道和其它元件,如泵、阀、集成块等的可拆卸连接件。

管接头与其它元件之间可采用普通细牙螺纹连接或锥螺纹连接,如图4.9所示。

图4.9 硬管接头的连接形式

(1)硬管接头 Rigid Connectors

按管接头和管道的连接体式格局分,有扩口式管接头(Flare Fitting),卡套式管接头(Eremeto-type Fitting )和焊接式管接头(Welded Fitting)三种。

扩口式管接头(Flare Fitting),适用于紫铜管、薄钢管、尼龙管和分子化合物塑料管等低压管道的连接,拧紧接头螺母,通过管套使管子压紧密封。卡套式管接头(Eremeto-type Fitting ),拧紧接头螺母后,卡套发生弹性变形便将管子夹紧,它对轴向尺寸要求不严,装拆方便,但对连接用管道的尺寸精度要求较高。焊接式管接头(Welded Fitting),接管与接头体之间的密封体式格局有曲面、锥面接触密封和最简单的面加O形圈密封两种。前者有自位性,安装要求低,耐高温,但密封可靠性稍差,适用于工作压力不高的液压系统;后者密封性好,可用于高压系统。

这个之外尚有二通、三通、四通、铰接等数种形式的管接头,供不同情况下选用,具体可查阅有关手册。

(2)胶管接头 Flexible-hose Connectors

胶管接头有扩口式和扣压式两种,随管径和所用胶管钢丝层数的不同,工作压力在6~40MPa之间,图4.10为扣压式胶管接头,扩口式胶管接头与其类似,可参见《液压工程手册》。

图4.10 扣压式胶管接头

4.5 热交换器 Heat Exchanger

液压系统的工作温度一般希望保持在30~50°C的范围之内,最高不跨越65°C,最低不低于15°C,如果液压系统靠自然冷却仍不克不及使油温节制在上述范围内时,就须安装冷却器;反之,如环境温度太低,无法使液压泵启动或正常运转时,就须安装加热器。

4.5.1 冷却器 Coolers

液压系统中用得较多的冷却器是强制对流式多管头冷却器,如图4.11所示,油液从进油口5流入,从出油口3流出,冷却水从进水口7流入,通过多根水管后由出水口1流出,油液在水管外部流动时,它的行进路线因冷却器内设置了隔板而加长,因而增加了散热成效。近来出现一种翅片管式冷却器,水管外面增加了很多横向或纵向散热翅片,大大扩大了散热平面或物体表面的大和热交换成效,其散热平面或物体表面的大可达光滑管的8~10倍。

当液压系统散热能较大时,可以使用化工行业中的水冷式板式换热器,它可实时地将油液中的热能散发出去,其参数及使用方法见相应的产品样本。

一般冷却器的最高工作压力在1.6MPa之内,使用时应安装在回油管路或低压管路上,所造成的压力将失一般均0.01~0.1MPa。

图4.11 对流式多管头冷却器

图4.12 加热器的安装

4.5.2 加热器 Heater

液压系统的加热一般采用电加热器,这种加热器的安装体式格局如图4.12所示,它用法兰盘水平安装在油箱侧壁上,发热部分全部浸在油液内,加热器应安装在油液流动处,以利于热能的交换。由于油液是热的不良导体,单个加热器的功率容积不克不及太大,以免其周围油液的温度过高而发生变质现象。

5方向节制阀

DIRECTION CONTRAL VALVE

5.1 阀口特性与阀芯的运动阻力

Flow Characteristics in Orifice and Resistance in Spool Movement

5.1.1阀口流量公式及流量系数

对各种滑阀(Spool Valve)、锥阀(Cone Valve)、球阀(Ball Valve)、节流孔口(Orifice),通过阀口的流量均可用下式表示:

(5.1)

式中: —流量系数(Discharge Coefficient); —阀口通流平面或物体表面的大(Effective Area); —阀口前、后压差(Differential Pressure); —液体疏密程度(Liquid Density)。

(1)滑阀的流量系数

设滑阀[图5.1(a)]开口长度为x,阀芯(Spool)与阀体(Valve Body)(或阀套)内孔的径向间隙为 ,阀芯直径为d,则阀口通流平面或物体表面的大 为

(5.2)

式中:W—平面或物体表面的大梯度(Area Gradient),它表示阀口过流平面或物体表面的大随阀芯位移的变化率。对孔口为全周边的圆柱滑阀, 。若为理想滑阀(即Δ=0),则有 ,对孔口为部分周长时(如:孔口形状为圆形、方形、弓形、阶梯形、三角形、曲线形等),为了避免阀芯受侧向作用力,都是沿圆周均布几个尺寸相同的阀口,此时只需将相应的过流平面或物体表面的大A0的计较式代入式(5.1),即可相应地算出通过阀口的流量。

式(5.1)中的流量系数 Cq与雷诺数Re有关。当Re>260时,Cq为常数;若阀口为锐边,则Cq=0.6～0.65;若阀口有半大的圆角或很小的倒角,则 Cq=0.8～0.9。

(2)锥阀的流量系数

如图5.1(b)所示,具有半锥角α且倒角宽度为s的锥阀阀口,其阀座平均直径为dm=(d1+d2)/2,当阀口开度为x时,阀芯与阀座间过流间隙高度为h=xsinα。在平均直径dm处,阀口的过流平面或物体表面的大为

(5.3)

一般, ,则

(5.4)

锥阀阀口流量系数约为Cq=0.77～0.82。

图5.1 滑阀与锥阀阀口

(a)滑阀;(b)锥阀

5.1.2节流边与液压桥路 Metering Land and Hydraulic Bridge

(1)阀口与节流边

液压阀中,各种节制阀口都是可变节流口。为了讨论需要解答的题目的方便,这里约定,以细箭头表示正作用节流边,所谓正作用节流边是指x增大时,阀口增大;以粗箭头表示反作用节流边,所谓反作用节流边是指x增大时,阀口关小。

如图5.2所示,阀中的可变节流口可以看成是由两条作相对运动的边线构成的,因此可变节流口可以看成是一对节流边。其中固定不动的节流边在阀体上,可以移动的节流边则在阀芯上。这一对节流边之间的距离就是阀的开度Δx。

阀体的节流边是在阀体孔中挖一个环形槽(或方孔、圆孔)后形成的[图5.3(b)],阀芯的节流边也是在阀芯中间挖出一个环形槽后形成的[图5.3(a)],阀芯环形槽与阀体环形槽相配合就可以形成一个可变节流口(即阀口)。若进油道与阀芯环形槽相通,那么出油道必须与阀体的环形槽相通,阀口正好将两个通道隔开[图5.3(c)]。

如果在阀芯上不开环形槽,而是直接利用阀芯的轴端面作为阀芯节流边[图5.4(a)],则阀芯受到液压力的作用后不克不及均衡,会给节制带来困难。通过在阀芯上开设环形槽,形成图5.4(b)所示均衡活塞,则阀芯上所承受的液压力大部分可以得到均衡,施以较小的轴向力即可驱动阀芯。

图5.2节流边

(a)正作用节流边;(b)反作用节流边;(c)滑阀节流边

图5.3环形槽结构

图5.4阀芯的均衡活塞

(a)无均衡活塞(受力不服衡);(b)带有均衡活塞

(2)液压半桥与三通阀 Hydraulic Half Bridge and Three-way Directional Control Valve

利用阀口(节流边)的有效组合,可以构成类似于电桥的液压桥路。液压桥路也有半桥和全桥之分。液压全桥有A、B两个节制油口,用于节制具有两个工作腔的双作用液压缸或双向液压马达;液压半桥只有一个节制油口A(或B),只能用于节制有一个工作腔的单作用缸或单向马达。

图5.5(a)所示液压半桥是由一个进油阀口和一个回油阀口构成的,它有三个通道——进油通道(Inlet Channel)P、回油通道(Outlet Channel)O(或T)和节制通道(Control Channel)A,并且进、回油阀口是反向联动布置的,即一个阀口增大时,另一阀口减小。三通换向阀就是液压半桥。

由于液压半桥有三个通道(即三个不同的压力,其中A为被控压力),因此必须在阀芯和阀体上共开出三个环形槽,让P、O、A分别与三个环形槽相通,并且受控压力A要放在P和O的中间,以便于A能分别与P和O接通。液压半桥有两种布置方案,第一种方案是将A放在阀芯环形槽中,而将P、O两腔放在阀体环形槽中[如图5.5(b)];另一种方案是将A放在阀体环形槽中,而将P、O两腔放在阀芯环形槽中[如图5.5(C)]。

图5.5半桥的两种结构

(a)半桥的节流边; (b)工作腔PA布置在阀芯环形槽中;(c)工作腔PA布置在阀体环形槽中

⑶液压全桥与四通阀 Hydraulic Full Brige and Four-way Directional Control Valves

图5.6全桥的两种结构

(a)全桥的节流边; (b)工作腔PA、PB布置在阀体环形槽中;(c)工作腔PA、PB布置在阀芯环形槽中;(d)阀体中有3个工艺槽的四台肩式四通阀;(e)阀体中有2个工艺槽的三台肩式四通阀

图5.6(a)所示全桥回路有4个节制阀口,由两个半桥构成。四通换向阀就是液压全桥。在全桥中,左半桥有P、A、O三个压力通道,右半桥有 P、B、O三个压力通道,如果把P布置在中间,则两个半桥可共用一个P通道。因此全桥应该有Ol、A、P、T、O2等5个通道。相应地,阀芯和阀体应共有5个环形槽。液压全桥有两种布置方案。第一种方案如图(b)所示,将A、B通道布置在阀体环形槽中,将O1、P、O2布置在阀芯环形槽中,这种方案的四通阀称为四台肩式四通阀;另一种方案如图(c)所示,将阀芯槽与阀体槽所对应的油口对换,让A、B通道布置在阀芯环形槽中,O1、P、O2布置在阀体环形槽中,这种方案的四通阀称为三台肩式四通阀。

上述四通阀中的各环形槽用于构成阀口节流边,称为工作环形槽。在实际阀的结构中除工作环形槽外,还加工有其它与工作道理无关的环形沟槽,这些环形沟槽不构成节流边(不构成阀口),仅起油道作用。如图(d)为阀体中加工有3个工艺槽的四台肩式四通阀,图(e)为阀体中加工有2个工艺槽的三台肩式四通阀。工艺槽的作用是增加阀腔的通流平面或物体表面的大,防止油孔加工时所形成的毛刺对阀芯运动孕育发生卡滞,结果阀体O1、A、P、B、O2各油口对应处皆有环形沟槽,要注意分辩它们之中谁是构成阀口的工作槽。

5.1.3阀芯驱动与阀芯运动阻力 Spool Driving and Spool Resistance in Movement

驱动阀芯的体式格局有手动(Manually-actuated)、机动(Mechanically-actuated)、电磁驱动(Solenoid-actuated)、液压驱动(Hydraulic Pressure-actuated)等多种。其中手动最简单,电磁驱动易于实现自动节制,但高压、大流量时手动和电磁驱体式格局常常无法克服巨大的阀芯阻力(Resistance),这时候人们不得不采用液压驱动体式格局。稳态时,阀芯运动的首要阻力为:液压不服衡力,稳态液动力(Steady-hydrodynamic Force,i.e. Bernoulli Force),摩擦力(Frictional Force)(含液压卡紧力);动态时另有瞬态液动力,惯性力(Inertia Force)等。若阀芯设计时静压力不服衡,高压下阀芯可能无法移动,因此阀芯设计时尽可采取静压力均衡措施,如在阀芯上设置均衡活塞。阀芯静压力均衡后,阀芯的稳态液动力和液压卡紧力又成为首要矛盾,高压、大流量时阀芯稳态液动力和液压卡紧力可达数百至数千牛,手动时感应十分费力。

(1)作用在圆柱滑阀上的稳态液动力

液流经过阀口时,由于流动方向和流速的改变,阀芯上会受到附加的作用力。

在阀口开度一定的稳定流动情况下,液动力为稳态液动力。当阀口开度发生变化时,另有瞬态液动力作用。限于篇幅,这里仅研究稳态液动力。

稳态液动力可分化为轴向分力和径向分力。由于一般将阀体的油腔对称地设置在阀芯的周围,因此沿阀芯的径向分力互相抵消了,只剩下沿阀芯轴线方向的稳态液动力。

图5.7作用在带均衡活塞的滑阀上的稳态液动力

(a)流出式; (b)流入式

对某一固定的阀口开度x来说,按照动量定理(Theorem of momentum)(参考图5.7中虚线所示的节制体积)可求得流出阀口时[见图5.7(a)]的稳态液动力为

(5.5)

可见,液动力指向阀口关闭的方向。

流入阀口时[见图5.7(b)]的稳态液动力为

(5.6)

可见,液动力仍指向阀口关闭的方向。

思量到,所以上式又可写成

(5.7)

思量到阀口的流速较高,雷诺数较大,流量系数 Cq可取为常数,且令液动力系数 ,则上式又可写成

(5.8)

当压差ΔP一定时,由式(5.8)可知,稳态液动力与阀口开度 x成正比。此时液动力至关于刚度为KSΔp的液压弹簧的作用。因此,KSΔp被称为液动力刚度。

液动力的方向如许判定:对带均衡活塞的完整阀腔而言,无论液流方向如何,其方向总是力图使阀口趋于关闭。

(2)作用在锥阀(Poppet Valve)上的稳态液动力

①外流式锥阀[见图5.8(a)]上作用的稳态轴向液动力。

图5.8作用在锥阀上的稳态液动力

(a)外流式; (b)内流式

假定锥阀入口处的流速为v1、压力为ps,锥阀出口处的流速为v2、压力为大大气的压力(p2=0),锥阀口的开口量为x,半锥角为α,阀口处的过流平面或物体表面的大为 。思量到锥阀开度半大,则可以为液流射流角θ=α;一般倒角宽度s取得很小,故有 。在稳定流动时,不计液体的静压力ps A,利用动量定理可得出作用在锥阀上的轴向稳态液动力为

(5.9)

此力的方向使阀芯趋于关闭。

②内流式锥阀[见图5.8(b)]上作用的稳态轴向液动力。

设p2=0,按上述相同方法导出其稳态轴向推力为

(5.10)

此力的方向使阀芯进一步开启,是一个不稳定因素。故在先导型溢流阀的主阀芯上,常用在锥阀下端加尾碟(防振尾)的办法来保证使作用其上的液动力指向阀口关闭的方向,以增加主阀芯工作的稳定性。

⑶作用在滑阀上的液压卡紧力

如果阀芯与阀孔都是完全精确的圆柱形,而且径向间隙中不存在任何杂质、径向间隙处处相称,就不会存在因走漏而孕育发生的径向不服衡力。但究竟上,阀芯或阀孔的几何形状及相对位置均有误差,使液体在流过阀芯与阀孔间隙时孕育发生了径向不服衡力,称之为侧向力。由于这个侧向力的存在,从而引起阀芯移动时的轴向摩擦阻力,称之为卡紧力。如果阀芯的驱动力不足以克服这个阻力,就会发生所谓的卡紧现象。

图5.9滑阀上的侧向力

(a)倒锥;(b)顺锥;(c)倾斜

阀芯上的侧向力如图5.9所示。图中P1和P2分别为高、低压腔的压力。图5.9(a)表示阀芯因加工误差而带有倒锥(锥部大端在高压腔),同时阀芯与阀孔轴心线平行但不重合而向上有一个偏心距e。如果阀芯不带锥度,在缝隙中压力呈三角形漫衍(图中点划线所示)。现因阀芯有倒锥,高压端的缝隙小,压力下降较快,故压力漫衍呈凹形,如图5.9(a)中实线所示;而阀芯下部间隙较大,缝隙两头的相对差值较小,所以b比a凹得较小。如许,阀芯上就受到一个不服衡的侧向力,且指向偏心一侧,直至二者接触为止。图5.9(b)所示为阀芯带有顺锥(锥部大端在低压腔),这时候阀芯如有偏心,也会孕育发生侧向力,但此力恰好是使阀芯恢复到中心位置,从而避免了液压卡紧。图5.9(c)所示为阀芯(或阀体)因弯曲等原因而倾斜时的情况,由图可见,该情况的侧向力较大。

按照流体力学对偏心渐扩环形间隙流动的分析,可计较出侧向力的大小。当阀芯完全偏向一边时,阀芯出现卡紧现象,此时的侧向力最大。最大液压侧向力值为

(5.11)

则移动滑阀需要克服的液压卡紧力为

(5.12)

式中:f—摩擦系数(Coefficient of Friction) ,媒质(Medium)为液压油时,取f=0.04～0.08。

为了减小液压卡紧力,可采取以下措施:

(1)在倒锥时,尽可能地减小,即严酷节制阀芯或阀孔的锥度,但这将给加工带来困难。

(2)在阀芯凸肩上开均压槽。均压槽可以使同一圆周上各处的压力油互相沟通,并使阀芯在中心定位。开了均压槽后,引入液压卡紧力修正系数(Correction Factor)为K,可将式(5.12)修正为

(5.13)

开一条均压槽时,K=0.4;开三条等距槽时,K=0.063;开七条槽时,K=0.027。槽的深度和宽度至少为间隙的10倍,通常取宽度为0.3～0.5mm,深度为0.8～1mm。槽的边缘应与孔垂直,并呈锐缘,以防脏物挤入间隙。槽的位置尽可能靠近高压腔;如果没有明显的高压腔,则可均匀地开在阀芯表面上。开均压槽虽会减小封油长度,但因减小了偏心环形缝隙的走漏,所以开均压槽反而使走漏量减少。

⑶采用顺锥。

⑷在阀芯的轴向加适当频率和振幅的颤振。

⑸紧密过滤油液。

5.2 单向阀

5.2.1 单向阀 Check Valve

单向阀有普通单向阀和液控单向阀两种。

5.2.1.1 普通单向阀

单向阀又称止回阀,它使液体只能沿一个方向通过。 单向阀可用于液压泵的出口。防止系统油液倒流;用于隔开油路之间的联系,防止油路相互干扰;也可用作旁通阀(By-pass Valve),与其它类型的液压阀相并联,从而构成组合阀。对单向阀的首要性能要求是:油液向一个方向通过时压力损失要小;反向不通时密封性要好;动作灵敏,工作时无撞击和噪声。

(1) 单向阀的工作道理图和图形符号

图5.10为单向阀的工作道理图和图形符号。当液流由A腔流入时,克服弹簧力将阀芯顶开,于是液流由A流向B;当液流反向流入时,阀芯在液压力和弹簧力的作用下关闭阀口,使液流截止,液流无法流向A腔。单向阀实质上是利用流向所形成的压力差使阀芯开启或关闭。

图5.10 单向阀的工作道理图和图形符号

(a)工作道理图;(b)详细符号;(c)简化符号

(2) 典型结构与首要用途

单向阀的结构如图5.11 所示。按出进口流道的布置形式,单向阀可分为纵贯式(In-line Check Valve)和直角式(Right-angle Check Valve)两种。纵贯式单向阀进口和出口流道在同一轴线上;而直角式单向阀出进口流道则成直角布置。 图5.11(b)、(c)为管式连接的纵贯式单向阀,它可直接装在管路上,比较简单,但液流阻力损失较大,而且维修装拆及更换弹簧不便。图5.11(a)为板式连接的直角式单向阀,在该阀中,液流顶开阀芯后,直接从阀体内部的铸造通道流出,压力损失小,而且只要打初步部的螺塞(Bolt),即可对内部举行维修,十分方便。

图5.11 单向阀的典型结构

(a)直角式单向阀(板式连接);(b)阀芯为球芯的纵贯式单向阀(管式连接);(c)阀芯为锥芯的纵贯式单向阀(管式连接)

按阀芯的结构型式,单向阀又可分为钢球式和锥阀式两种。图5.11(b)是阀芯为球阀的单向阀,其结构简单,但密封容易失效,工作时容易孕育发生振动和噪声,一般用于流量较小的场合。图5.11(c)是阀芯为锥阀的单向阀,这种单向阀的结构较复杂,但其导向性和密封性较好,工作比较平顺。

单向阀开启压力一般为0.035～0.05MPa,所以单向阀中的弹簧3很软。单向阀也可以用作背压阀(Back Pressure Valve)。将软弹簧更换成合适的硬弹簧,就成为背压阀。这种阀常安装在液压系统的回油路上,用以孕育发生0.2～0.6MPa的背压力。

单向阀的首要用途如下:

·安装在液压泵(Hydraulic Pump)出口,防止系统压力俄然升高而损坏液压泵。防止系统中的油液在泵停机时倒流回油箱。

·安装在回油路中作为背压阀。

·与其它阀组合成单向节制阀。

图5.12 液控单向阀的工作道理图和图形符号

(a)工作道理图;(b)详细符号;(c)简化符号

图5.13简式液控单向阀

5.2.1.2 液控单向阀 Pilot-operated Check valve

液控单向阀是允许液流向一个方向流动,反向开启则必须通过液压节制来实现的单向阀。 液控单向阀可用作二通开关阀(Switch Valve),也可用作保压阀(Sustaining Valve),用两个液控单向阀还可以构成“液压锁”(Hydraulic Lock)。

(1) 液控单向阀的工作道理图和图形符号

图5.12为液控单向阀的工作道理图和图形符号。当节制油口无压力油(Pk=0)通入时,它和普通单向阀一样,压力油只能从由A腔流向B腔,不克不及反向倒流。若从节制油口K通人节制油Pk时,即可推动节制活塞,将推阀芯顶开,从而实现液控单向阀的反向开启,此时液流可从B腔流向A腔。

(2)典型结构与首要用途

液控单向阀有带卸荷阀芯的卸载式液控单向阀(见图5.14)和不带卸荷阀芯的简式液控单向阀(见图5.13)两种结构形式。卸载式阀中,当节制活塞上移时先顶开卸载阀(Unload Valve)的小阀芯,使主油路卸压,然后再顶开单向阀芯。如许可大大减小节制压力,使者制压力与工作压力之比降低到4.5%,因此可用于压力较高的场合,同时可以避免简式阀中当节制活塞(Piston)推开单向阀芯时,高压封闭回路内油液的压力将俄然释放,孕育发生巨大冲击和响声的现象。

图5.14带卸荷阀芯的液控单向阀

(a)带卸荷阀芯的内泄式液控单向阀;(b)带卸荷阀芯的外泄式液控单向阀

上述两种结构形式按其节制活塞处的泄油体式格局,又均有内泄式和外泄式之分。图5.14(a)为内泄式,其节制活塞的背压腔与进油口P1相通。外泄式[见图5.13和5.14(b)]的活塞背压腔直接通油箱,如许反向开启时就可减小P1腔压力对节制压力的影响,从而减小节制压力PK。故一般在反向出油口压力P1较低时采用内泄式,高压系统采用外泄式。

5.3换向阀 Directional Valve

换向阀是利用阀芯和阀体间相对位置的不同来变换不同管路间的通断关系,实现接通、切断,或改变液流的方向的阀类。它的用途很广,种类也很多。

对换向阀性能的首要要求是:1)油液流经换向阀时的压力损失要小(一般0.3MPa);2)互不相通的油口间的走漏小;3)换向可靠、迅速且平顺无冲击。

换向阀按阀的结构形式、操纵体式格局、工作位置数和节制的通道数的不同,可分为各种不同的类型。

按阀的结构形式有:滑阀式(Spool Valve)、转阀式(Rotational Valve)、球阀式(Ball Valve)、锥阀式(Cone Valve)。

按阀的操纵体式格局有:手动式(Manually-actuated)、机动式(Mechanically-actuated)、电磁式(Solenoid-actuated)、液动式(Hydraulic Operation

)、电液动式(Electro-hydraulic Operation)、气动式(Pneumatic Operation)。

按阀的工作位置数和节制的通道数有:二位二通阀(Two-position Two-port Valves)、二位三通阀(Two-position Three-port Valves)、二位四通阀(Two-position Four-way Valves)、三位四通阀(Three-position Four-port Valves)、三位五通阀(Three-position Five-port Valves)等。

5.3.1 换向机能 Reversal Function

5.3.1.1换向阀的“通”和“位”

“通”(Port)和“位”(Position)是换向阀的重要概念。不同的“通”和“位”构成为了不同类型的换向阀。通常所说的“二位阀”、“三位阀”是指换向阀的阀芯有两个或三个不同的工作位置。所谓“二通阀”、“三通阀”、“四通阀”是指换向阀的阀体上有两个、三个、四个各不相通且可与系统中不同油管相连的油道接口,不同油道之间只能通过阀芯移位时阀口的开关来沟通。

几种不同“通”和“位”的滑阀式换向阀主体部分的结构形式和图形符号如表5.1所示。

表5.1中图形符号的含义如下:

(1) 用方框表示阀的工作位置,有几个方框就表示有几“位”;

(2) 方框内的箭头表示油路处于接通状态,但箭头方向不一定表示液流的实际方向;

⑶ 方框内符号“┻”或“┳”表示该通路不通;

⑷ 方框外部连接的接口数有几个,就表示几“通”;

⑸ 一般,阀与系统供油路连接的进油口用字母P表示;阀与系统回油路连通的回油口用T(有时用O)表示;而阀与执行元件连接的油口用A、B等表示。有时在图形符号上用 L 表示走漏油口;

(6) 换向阀都有两个或两个以上的工作位置,其中一个为常态位,即阀芯未受到操纵力时所处的位置。图形符号中的中位是三位阀的常态位。利用弹簧复位的二位阀则以靠近弹簧的方框内的通路状态为其常态位。绘制系统图时,油路一般应连接在换向阀的常态位上。

5.3.1.2滑阀机能 Spool Valve Function

滑阀式换向阀处于中间位置(Neutral Position)或原始位置(Normal position )时,阀中各油口的连通体式格局称为换向阀的滑阀机能。滑阀机能直接影响执行元件的工作状态,不同的滑阀机能可满足系统的不同要求。正确选择滑阀机能是十分重要的。这里介绍二位二通和三位四通换向阀的滑阀机能。

表5.1 不同的“通”和“位”的滑阀式换向阀主体部分的结构形式和图形符号

名称

结构道理图

图形符号

二位二通

二位三通

二位四通

三位四通

(l)二位二通换向阀

二位二通换向阀其两个油口之间的状态只有两种;通或断[见图5.15(a)]。自动复位式(如弹簧复位)的二位二通换向阀的滑阀机能有常闭式(O型)和常开式(H型)两种[见图5.15(c)] 。

图5.15 二位二通换向阀的滑阀机能

表5.2三位四通阀常用的滑阀机能

型式

符号

中位油口状况、特点及应用

O型

P、A、B、T四口全封闭,液压缸闭锁,可用于多个换向阀并联工作。

H型

P、A、B、T口全通;活塞浮动,在外力作用下可移动,泵卸荷。

Y型

P封闭,A、B、T口相通;活塞浮动,在外力作用下可移动,泵不卸荷。

K型

P、A、T口相通,B口封闭;活塞处于闭锁状态,泵卸荷。

M型

P、T口相通,A与B口均封闭;活塞闭锁不动,泵卸荷,也可用多个M型换向阀并联工作

X型

四油口处于半开启状态,泵基本上卸荷,但仍保持一定压力。

P型

P、A、B口相通,T封闭;泵与缸两腔相通,可构成差动回路。

J型

P与A封闭,B与T相通;活塞停止,但在外力作用下可向一边移动,泵不卸荷。

C型

P与A相通;B与T封闭;活塞处于停止位置。

U型

P和T封闭,A与B相通;活塞浮动,在外力作用下可移动,泵不卸荷。

(2)三位四通换向阀

三位四通换向阀的滑阀机能有很多种,常见的有表5.1中所列的几种。中间一个方框表示其原始位置,左右方框表示两个换向位,其左位和右位各油口的连通体式格局均为纵贯或交叉相通,所以只用一个字母来表示中位的型式。别的,三位四通换向阀另有两个过渡位置,当对换向阀从一个工位过渡到另一个工位的各油口间通断关系亦有要求时,还按照过渡位置各油口连通状态及阀口节流形式尚可派娩出其它滑阀机能。在液压符号中,这种过渡机能被画在各工位通路符号之间,并用虚线与之隔开。图5.16表示了O型三位四通换向阀的两种不同过渡机能。

图5.16三位四通滑阀的过渡机能

(a)先使T与A(或B)相通的过渡机能;(b)先使P与A(或B)相通的过渡机能

增加过渡机能将加长阀芯的行程,这对电磁换向阀尤为不利,因为太长的阀芯行程不仅影响到电磁换向阀的动作可靠性,而且还延长了它的动作时间,所以电磁换向阀一般都是规范的换向机能而不设置过渡机能。只有液动(或电液动)换向阀才设计成不同的过渡机能。

不同机能的滑阀,其阀体是通用件,而区分仅在于阀芯台肩结构、轴向尺寸及阀芯上径向通孔的个数。

5.3.2 换向阀的操纵体式格局

5.3.2.1 手动换向阀 Manually-actuated Valve

手动换向阀首要有弹簧复位(Spring Reset)和钢珠定位(Steel Ball Orientation)两种型式。图5.17(a)所示为钢球定位式三位四通手动换向阀,用手操纵手柄推动阀芯相对阀体移动后,可以通过钢球使阀芯稳定在三个不同的工作位置上。图5.17(b)则为弹簧自动复位式三位四通手动换向阀。通过手柄推动阀芯后,要想维持在极端位置,必须用手扳住手柄(Hand Lever)不放,一旦松开了手柄,阀芯会在弹簧力的作用下,自动弹回中位。

图5.17(c)所示为旋转移动式手动换向阀,旋转手柄可通过螺杆推动阀芯改变工作位置。这种结构具有体积小、调节方便等优点。由于这种阀的手柄带有锁,不打开锁不克不及调节,因此使用安全。

5.3.2.2机动换向阀 Mechanically-actuated Valve

机动换向阀又称行程换向阀,它是用挡铁或凸轮(Cam)推动阀芯实现换向。机动换向阀多为图5.18所示二位阀。

图5.17三位四通手动换向阀

(a)弹簧钢球定位式结构及符号;(b)弹簧自动复位式结构及符号位置定位;(c)旋转移动式手动换向阀。

图5.18二位二通机动换向阀

1—挡铁;2—滚轮;3—阀芯;4—弹簧

5.3.2.3电磁换向阀 Solenoid-actuated Directional Valve

电磁换向阀是利用电磁石吸力推动阀芯来改变阀的工作位置。由于它可借助于按键开关(Button Switch)、行程开关(Journey Switch)、限位开关(Limit Switch)、压力继电器(Pressure Switch)等发出的信号举行节制,所以操作简便,易于实现自动化,因此应用广泛。

(1)工作道理

电磁换向阀的品种规格很多,但其工作道理是基本相同的。现以图5.19所示三位四通O型滑阀机能的电磁换向阀为例来说明。

在图5.19中,阀体1内有三个环形沉割槽,中间为进油腔P,与其相邻的是工作油腔A和B。两头另有两个互相连通的回油腔T。阀芯两头分别装有弹簧座三、复位弹簧4和推杆5,阀体两头各装一个电磁石。

当两头电磁石都断电时[见图5.19(a)],阀芯处于中间位置。此时P、A、B、T各油腔互不相通;当左端电磁石通电时[见图5.19(b)],该电磁石吸合,并推动阀芯向右移动,使P和B连通,A和T连通。当其断电后,右端复位弹簧的作用力可以使阀芯回到中间位置,恢复原来四个油腔相互封闭的状态;当右端电磁石通电时[见图5.19(c)],其衔铁将通过推杆推动阀芯向左移动,P和A相通、B和T相通。电磁石断电,阀芯则在左弹簧的作用下回到中间位置。

(2)直流电磁石和交流电磁石

阀用电磁石按照所用电源的不同,有以下三种:

①交流电磁石(Alternating-current Solenoid)。阀用交流电磁石的使用电压一般为交流220V,电气线路配置简单。交流电磁石启动力较大,换向时间短。但换向冲击大,工作时温升高(故其外壳设有散热筋);当阀芯卡住时,电磁石因电流过大易烧坏,可靠性较差,所以切换频率不许跨越30次/分;寿命较短。

②直流电磁石(Directing-current Solenoid)。直流电磁石一般使用24V直流电压,因此需要专用直流电源。其优点是不会因铁芯卡住而烧坏(故其圆筒形外壳上没有散热筋),体积小,工作可靠,允许切换频率为120次/分,换向冲击小,使用寿命较长。但起动力比交流电磁石小。

③本整型电磁石。本整型指交流本机整流型。这种电磁石本身带有半波整流器(Half-wave Rectifier),可以在直接使用交流电源的同时,具有直流电磁石的结构和特性。

⑶干式、油浸式、湿式电磁石

不管是直流电磁石还是交流电磁,都可做成干式的、油浸式的和湿式的。

① 干式电磁石(Dry Solenoid)。干式电磁石的的线圈、铁芯与扼铁处于空气中不和油接触,电磁石与阀联络时,在推杆的外周有密封圈。由于回油有可能渗入对中弹簧腔中,所以阀的回油压力不克不及太高。此类电磁石附有手动推杆,一旦电磁石发生故障时可以使阀芯手动换位。此类电磁石是简单液压系统常用的一种形式。

②油浸式电磁石(Oil-immersed Solenoid)。油浸式电磁石的线圈和铁芯都浸在无压油液中。推杆和衔铁端部都装有密封圈。油可帮助线圈散热,且可改善推杆的润滑条件,所以寿命远比干式电磁石为长。因有多处密封,此种电磁石的灵敏性较差,造价较高。

③湿式电磁石(Wetted Solenoid)。湿式电磁石也叫耐压式电磁石,它和油浸式电磁石不同处是推杆处无密封圈。线圈和衔铁都浸在有压油液中,故散热好,摩擦小。还因油液的阻尼作用而减小了切换时的冲击和噪声。所以湿式电磁石具有吸着声小、寿命长、温升低等优点。是目前应用最广的一种电磁石。也有人将油浸式电磁石和耐压式电磁石都叫做湿式电磁石。

图5.19电磁换向阀的工作道理图

1—阀体;2—阀芯;3—弹簧座;4—弹簧;5—推杆;6—铁芯;7—衔铁。

图5.20交流式二位三通电磁换向阀

1—阀体;2—阀芯;3—推杆;4、7—弹簧;5、8—弹簧座;6—O型圈;9—后盖。

⑷电磁换向阀的典型结构Typical Structure for Solenoid-actuated Directional Valve

图5.20所示为交流式二位三通电磁换向阀。当电磁石断电时,阀芯2被弹簧7推向左端,P 和A接通;当电磁石通电时,铁芯通过推杆3将阀芯2推向右端,使P和B接通。

图5.21为直流湿式三位四通电磁换向阀。当双方电磁石都不通电时,阀芯2在双方对中弹簧4的作用下处于中位,P、T、A、B口互不相通;当右边电磁石通电时,推杆6将阀芯2推向左端,P 与A通,B与T通,当左边电磁石通电时,P与B通,A与T通。

必须指出,由于电磁石的吸力有限(120N),因此电磁换向阀只适用于流量不太大的场合。当流量较大时,需采用液动或电液动节制。

图5.21直流湿式式三位四通电磁换向阀

1—电磁石;2—推杆;3—阀芯;4—弹簧;5—挡圈。

图5.22弹簧对中型三位四通液动换向阀

5.3.2.4液动换向阀 Hydraulic Pressure-actuated Directional Valve

液动换向阀是利用节制压力油来改变阀芯位置的换向阀。对三位阀而言,按阀芯的对中形式,分为弹簧对中型和液压对中型两种。图5.22(a)所示为弹簧对中型三位四通液动换向阀,阀芯两头分别接通节制油口K1和K2。当K1通压力油时,阀芯右移,P与A通,B与T通;当K2 通压力油时,阀芯左移,P与B通,A与T通;当K1和K2都不通压力油时,阀芯在两头对中弹簧的作用下处于中位。当对液动滑阀换向平顺性要求较高时,还应在滑阀两头K1、K2节制油路中加装阻尼调节器(Damping Adjuster)[见图5.22(c)]。阻尼调节器由一个单向阀和一个节流阀并联构成,单向阀用来保证滑阀端面进油畅通,而节流阀用于滑阀端面回油的节流,调节节流阀开口大小即可调整阀芯的动作时间。

5.3.2.5电液换向阀 Electro-hydraulic Directional Valve

电液换向阀是电磁换向阀和液动换向阀的组合。其中,电磁换向阀起先导作用,节制液动换向阀的动作,改变液动换向阀的工作位置;液动换向阀作为主阀,用于节制液压系统中的执行元件。

由于液压力的驱动,主阀芯的尺寸可以做得很大,允许大流量通过。因此,电液换向阀首要用在流量跨越电磁换向阀定额流量的液压系统中,从而用较小的电磁石就能节制较大的流量。电液换向阀的使用方法与电磁换向阀相同。

图5.23外部节制、外部回油的弹簧对中电液换向阀

(a)结构图; (b)符号; (c)简化符号

(b)

电液换向阀有弹簧对中和液压对中两种型式。若按节制压力油及其回油体式格局举行分类则有:外部节制、外部回油;外部节制、内部回油;内部节制、外部回油;内部节制、内部回油等四种类型。

图5.23为弹簧对中型三位四通电液换向阀(外部节制、外部回油)的结构图及图形符号。

5.3.3 电磁球式换向阀 Solenoid-actuated Poppet Valve

球式换向阀与滑阀式换向阀相比,具有以下优点:①不会孕育发生液压卡紧现象,动作可靠性高;②密封性好;③对油液污染不敏感;④切换时间短;⑤使用媒质粘度范围大,媒质可以是水、乳化液和矿物油;⑥工作压力可高达63MPa;⑦球阀芯可直接从轴承厂获得,精度很高,价格便宜。

图5.24为常开型二位三通电磁球式换向阀。它首要由左、右阀座4和6、球阀5、弹簧7、操纵杆2和杠杆3等零件构成。图示为电磁石断电状态,即常态位。P口的压力油一方面作用在球阀5的右侧,另一方面经通道6进入操纵杆2的空腔而作用在球阀5的左侧,以保证球阀5两侧承受的液压力均衡。球阀5在弹簧7的作用下压在左阀座4上,P与A通,A与T切断。当电磁石8通电时,衔铁推动杠杆3,以1为支点推动操纵杆2,克服弹簧力,使球阀5压在右阀座6上,实现换向,P与A切断,A与T通。

电磁球式换向阀首要用在要求密封性很好的场合。

图5.24二位三通电磁球式换向阀

5.4 方向阀在换向与锁紧回路中的应用Direction Valve Used in Reversal and Locking Loop

在液压系统中,工作机构的启动、停止或变换运动方向等是利用节制进入执行元件油流的通、断及改变流动方向来实现的。实现这些功能的回路称为方向节制回路。方向阀首要用于通断节制(On-off Control)、换向节制(Reversal Control)、锁紧(Locking)、保压(Sustaining)等方面。

5.4.1 换向回路 Reversal Circuit

(1)简单换向回路

件单换向回路,只需在泵与执行元件之间采用规范的普通换向阀即可。

(2)复杂换向回路

当需要频繁、连续自动作往复运动且对换向过程有很多附加要求时,则需采用复杂换向回路。

对换向要求高的主机(如各类磨床),若用手动换向阀就不克不及实现自动往复运动。采用机动换向阀,利用工作台上的行程块推动(联接在换向阀杆上的)拨杆来实现自动换向,但工作台慢速运动时,当换向阀移至中间位置时,工作台会因失去动力而停止运动(称“换向死点”),不克不及实现自动换向;当工作台高速运动时,又会因换向阀芯移动过快而引起换向冲击。若采用电磁换向阀由行程挡块推动行程开关发出换向信号,使电磁阀动作推动换向,可避免“死点”,但电磁阀动作一般较快,存在换向冲击,而且电磁阀另有换向频率不高、寿命低、易出故障等缺陷。

为处理完成上述两个矛盾,采用特殊设计的机液换向阀,以行程挡块推动机动先导阀,由它节制一个可调式液动换向阀来实现工作台的换向,既可避免“换向死点”,又可消弭换向冲击。这种换向回路,按换向要求不同可分为时间节制制动式和行程节制制动式两种。

①时间节制制动式换向回路 Time Control Brake Reversal Circuit

图5.25时间节制制动式换向回路

l—节流阀;2—先导阀;3—换向阀;4—溢流阀

如图5.25所示,这种回路中的主油路只受换向阀3节制。在换向过程中,例如,当先导阀2在左端位置时,节制油路中的压力油经单向阀人通向换向阀3右端,换向阀左端的油经节流阀J1流回油箱,换向阀芯向左移动,阀芯上的制动锥面逐渐关小回油通道,活塞速度逐渐减慢,并在换向阀3的阀芯移过l距离后将通道闭死,使活塞停止运动。换向阀阀芯上的制动锥半锥角一般为 1.5°～3.5°,在换向要求不高的地方还可以取大一些。制动锥长度l可按照试验确定,一般取 l=3～12mm。当节流阀J1和J2的开口大小调定然后,换向阀阀芯移过距离l所需的时间(即活塞制动所经历的时间)就确定不变(不思量油液粘度变化的影响)。因此,这种制动体式格局被称为时间节制制动式。这种换向回路的首要优点是:其制动时间可按照主机部件运动速度的快慢、惯性的大小通过节流阀J1和J2的开口量得到调节,以便节制换向冲击,提高工作效率;这个之外,换向阀中位机能采用H型,对减小冲击量和提高换向平顺性都有利。其首要缺点是:换向过程中的冲出量受运动部件的速度和其它一些因素的影响,换向精度不高。这种换向回路首要用于工作部件运动速度较高,要求换向平顺,无冲击,但换向精度要求不高的场合,如用于最简单的面磨床和插、拉、刨床液压系统中。

②行程节制制动式换向回路 Travel Control Brake Reversal Circuit

如图5.26所示,这种回路中的主油路除受换向阀3节制外,还受先导阀2节制。当先导阀2在换向过程中向左移动时,先导阀阀芯的右制动锥将液压缸右腔的回油通道逐渐关小,使活塞速度逐渐减慢,对活塞举行预制动。当回油通道被关得很小(轴向开口量尚留约0.2～0.5mm)、活塞速度变得很慢时。换向阀3的节制油路才开始切换,换向阀芯向左移动。切断主油路通道,使活塞停止运动,并随即使它在相反的方向起动。这里,不论运动部件原来的速度快慢如何,先导阀总是要先移动一段固定的行程l,将工作部件进步前辈行预制动后,再由换向阀来使它换向。所以这种制动体式格局被称为行程节制制动式。先导阀制动锥一般取长度l=5～12mm,合理选择制动锥度能使制动平顺(而换向阀上就没有须要采用较长的制动锥,一般制动锥长度只有2mm,半锥角也较大。

图5.26行程节制制动式换向回路

l—节流阀;2—先导阀;3—换向阀;4—溢流阀

行程节制制动式换向回路的换向精度较高,冲出量较小;但由于先导阀的制动行程永恒固定不变,制动时间的长短和换向冲击的大小就将受运动部件速度快慢的影响。所以这种换向回路宜用在主机工作部件运动速度半大,但换向精度要求较高的场合,如磨床液压系统中。

5.4.2 锁紧回路 Locking Circuit

锁紧回路可以使液压缸活塞在任一位置停止,并可防止其停止后窜动。使执行元件锁紧的最简单的方法是利用三位换向阀的 M型或 O型中位机能封闭液压缸两腔,使执行元件在其行程的肆意位置上锁紧。但由于滑阀式换向阀不成避免地存在走漏,这种锁紧方法不够可靠,只适用于锁紧时间短且要求不高的回路中。

最常用的方法是采用液控单向阀,其锁紧回路如图5.27所示。由于液控单向阀有良好的密封性能,即使在外力作用下,也能使执行元件长期锁紧。为了保证在三位换向阀中位时锁紧,换向阀应采用H型或Y型机能。这种回路常用于汽车起重机的支腿油路中,也用于矿山采掘机械的液压支架的锁紧回路中。

图5.27 锁紧回路

5.5 液压阀的连接体式格局The Installation and Connection of Hydraulic Valve

液压阀的连接体式格局有五种。

(1)螺纹连接 Threaded Connection

阀体油口上带螺纹的阀称为管式阀(Tubular Valve)。将管式阀的油口用螺纹管接头和管道连接,并由此固定在管路上。这种连接体式格局适用于小流量的简单液压系统。其优点是:连接体式格局简单,布局方便,系统中各阀间油路一目了然。其缺点是:元件分散布置,所占空间较大,管路交错,接头繁多,不便于装卸维修。

(2)法兰连接 Flange Connection

它是通过阀体上的螺丝孔(每油口多为4个螺丝孔)与管件端部的法兰,用螺丝连接在一起。这种阀称为法兰连接式阀。 适用于通径32mm以上的大流量液压系统。其优缺点与螺纹连接相同。

⑶板式连接 Subplate Mounting

阀的各油口均布置在同一安装最简单的面上,并留有连接螺丝孔,这种阀称为板式阀,如电磁换向阀多为板式阀(Subplate Mounting)。将板式阀用螺丝固定在与阀有对应油口的平板式或阀块式连接体上。这种连接体式格局的优点是:更换元件方便,不影响管路,并且有可能将阀集中布置。与板式阀相连的连接体有连接板和集成块二种形式。

①连接板。将板式阀固定在连接板上面,阀间油路在板后用管接头和管子连接。这种连接板简单,检查油路较方便,但板上油管多,装配极为麻烦,占空间也大。

图5.28集成块式液压装配

1-底板;2-集成块;3-阀;4-盖板

图5.29叠加阀式液压装配

1-底板;2-压力表开关(Piezometer Switch);3-换向阀

②集成块。集成块是一个正六面连接体。将板式阀用螺丝固定在集成块的三个侧面上,通常三个侧面各装一个阀,有时在阀与集成块间还可以用垫板安装一个简单的阀,如单向阀、节流阀等。剩余的一个侧面则安装油管,连接执行元件。集成块的上、底下是块与块的接合面,在各集成块的结合面上同一坐标位置的垂直方向钻有公共通油孔:压力油孔P、回油孔T、走漏油孔L以及安装螺栓孔,有时另有测压油路孔。块与块之间及块与阀之间接合面上的各油口用O形密封圈密封。在集成块内打孔,沟通各阀构成回路。每个集成块与装在其周围的阀类元件构成一个集成块组。每个集成块组就是一个典型回路。按照各种液压系统的不同要求,选择若干不同的集成块组叠加在一起(见图5.28),即可构成整个集成块式液压装配。这种集成体式格局的优点是:结构紧凑,占地平面或物体表面的大小,便于装卸和维修,可把液压系统的设计简化为集成块组的选择,因而得到广泛应用。但它也有设计工作量大,加工复杂,不克不及随意修改系统等缺点。

⑷叠加式连接 Sandwich Plate Design

将各种液压阀的上底下都作成像板式阀底面那样的连接面,相同规格的各种液压阀的连接面中,油口位置、螺丝孔位置、连接尺寸都相同(按相同规格的换向阀的连接尺寸确定),这种阀称为叠加阀(Superposition Valve)。按系统的要求,将相同规格的各种功能的叠加阀按一定次序叠加起来,即可构成叠加阀式液压装配,如图5.29所示。叠加阀式液压装配的最底下一般为底块,底块上开有进油口P回油口T及通往执行元件的油口A、B和压力表油口。一个叠加阀组一般节制一个执行元件。若系统中有几个执行元件需要集中节制,可将几个垂直叠加阀组并排安排在多联底板上。用叠加阀构成的液压系统,元件间的连接不使用管子,也不使用其它形式的连接体,因而结构紧凑,体积小,系统的走漏损失及压力损失较小,尤其是液压系统更改较方便、灵活。叠加阀为规范化元件,设计中仅需绘出叠加阀式液压系统道理图,即可举行组装,因而设计工作量小,应用广泛。

⑸插装式连接 Cartridge Fitting

将阀制成(取消了阀体的)圆筒形专用元件——插装阀(Cartridge Valve)。将插装阀直接插入布有孔道的阀块(集成块,Block)的插座孔中,而构成液压系统。其结构十分紧凑。各种压力阀(Pressure Control Valve)、流量阀(Flow Control Valve)、方向阀(Directional Control Valve)、比例阀(Proportional Valve)等均可制成插装阀形式。

6压力节制阀

PRESSURE CONTROL VALVE

6.1压力的调节与节制

6.1.1调压道理Pressure Regulating Principle

调压是指以负载为对象,通过调节节制阀口(或调节油泵的变量机构)的大小,使系统输给负载的压力大小可调。调压体式格局首要有以下四种:

(1)流量型油源并联溢流式调压

定量泵(Quantitative Pump)Q0是一种流量源(近似为恒流源, Constant Flow Sources ),液压负载可以用一个带外部动荡起伏的液压阻抗(Hydraulics Impedance)Z来描述,负载压力(Load Pressure) pL与负载流量(Load Flow)QL之间的关系为

pL=QLZ

显然,只有改变负载流量QL的大小才能调节负载压力pL。用定量泵向负载供油时,如果将节制阀口Rx串联在油泵和负载之间,则无论阀口Rx是增大还是减少,都无法改变负载流量QL的大小,因此也就无法调节负载压力pL。只有将节制阀口Rx与负载Z并联,通过阀口的溢流(分流)作用,才能使负载流量QL发生变化,最终达到调节负载压力之目的。这种流量型油源并联溢流式调压回路如图6.1(a)所示。

(2)压力型油源串联减压式调压

图6.1不同油源的调压体式格局

(a)流量型油源并联溢流式调压(b)压力型油源串联减压式调压

如果油源换成恒压源ps(例如用恒压泵供油),并联式调节不克不及改变负载压力。这时候可将节制阀口Rx串联在压力源ps和负载Z之间,通过阀口的减压作用即可调节负载压力pL:

pL=pS/(RX+Z)

或者写成:

pL=ps-ΔpR

式中:ΔpR—节制阀口RX上的压差。

压力型油源串联减压式调压回路如图6.1(b)所示。

⑶半桥回路分压式调压

图6.2所示液压半桥实质上是由进、回油节流口串联而成的分压回路。为了简化加工,进油节流口多采用固定节流孔来代替,回油节流口是由锥阀(Poppet Valve)或滑阀(Spool Valve)构成可调节流口[见图6.2(a)、(b)]。将负载连接到半桥的A口(即分压回路的中点),通过调节回油阀口的液阻,可实现负载压力的调节。这种调压体式格局首要用于液压阀的先导级中。

⑷油泵变量调压

利用变量泵(Variable Pump),通过调节油泵的输出流量可达到改变负载压力之目的。

图6.2半桥式调压体式格局

(a)带一个固定节流孔的锥阀式半桥;(b)带一个固定节流孔的滑阀式半桥;

(c)进、回油阀口均为可控节流口的滑阀式半桥

6.1.2 压力负反馈 Pressure Negative Feedback

压力的大小可以或许调节,并不等于可以或许稳压。当负载因动荡起伏而发生变化时,负载压力会随之变化。压力的稳定必须通过压力负反馈来实现。

压力负反馈节制的核心是要构造一个压力比较器(Pressure Comparator)。压力比较器一般是一个减法器,将代表期望压力大小的指令信号与代表实际受控压力大小的压力测量信号相减后,使其差值转化为阀口液阻的节制量,并通过阀口的调节使期望压力与受控压力之间的误差趋于减小,这就是简单的压力负反馈过程。

构造压力反馈系统必须研究以下需要解答的题目:

①代表期望压力的指令信号如何孕育发生?

②怎样构造在实际结构上易于实现的比较(减法)器?

③受控压力PL如何测量?转换成什么信号才便于比较?,怎样反馈到比较器上去?

实际上,力信号的比较最容易实现。如图6.3(a)所示,在一个刚体的正、反两个方向上分别作用代表指令信号的指令力F指及代表受控压力PL的反馈力FP,其合力ΔF就是比较结果。比较结果用于驱动阀芯,自动调节阀口的开度,从而完成自动节制。这种由力比较器直接驱动主节制阀芯的压力节制体式格局称为直动型压力节制,所构成的压力节制阀称为直动式压力阀(Direct-acting Pressure Valve)。

指令力可以通过手动调压弹簧来孕育发生。由调压手柄调节弹簧的压缩量,改变弹簧预压缩力,即可提供不同的指令力。指令力也可以通过比例电磁石(Proportional Solenoid)孕育发生。

受控压力可以通过微型测量油缸(或带活塞的测量容腔)转化成便于比较的反馈力,并应将反馈力作用在力比较器上。这里的测量油缸也称压力传感器(Pressure Sensor)。

图6.3直动型并联溢流式压力负反馈节制(用于直动式溢流阀)

(a)调压与稳压道理图;(b)节制方框图;(c)结构化;(d)压力正反馈

图6.4 直动型串联减压式压力负反馈节制(用于直动式减压阀)

图6.5 半桥分压式压力负反馈节制(用作先导压力节制级)

当比较器驱动节制阀朝着使稳压误差增大的方向运动时,系统最终将失去节制。这种现象称为正反馈(Positive Feedback)。发现正反馈时,改变反馈力的受力方向或阀口节流边的运动方向,即可变为负反馈[图6.3(d)]。

6.1.3 先导节制 Pilot-operated Control

直动型压力节制中,由力比较器直接驱动主节制阀芯,其阀芯驱动力远小于调压弹簧力,因此驱动能力十分有限。这种节制体式格局导致主阀芯(不克不及做得太大,不适合用于高压大流量系统中。因为阀芯越大、压力越高,阀芯的摩擦力、卡紧力、轴向液动力也越大,比较器直接驱动变得十分困难。在高压大流量系统中一般应采用先导节制。

所谓先导型压力节制,是指节制系统中有大、小两个阀芯,小阀芯为先导阀芯(Pilot Poppet),大阀芯为主阀芯(Main Poppet),并相应形成先导级和主级两个压力调节回路。其中,小阀芯以主阀芯为负载,构成小流量半桥分压式调压回路;主阀芯以系统中的执行元件为负载,按照油源不同,具体选择并联式、串联式、或油泵变量式等调节体式格局,构成大流量级调压回路。

图6.6先导型压力负反馈节制

(a)主级为并联溢流式;(b)主级为串联分压式;(c)主级为油泵变量式

按主级型式的不同,图6.6(a)所示为主级并联溢流式先导型压力负反馈,据此道理设计的液压阀称为先导式溢流阀(Pilot-operated Pressure Relief Valve);图6.6(b)所示为主级串联减压式先导型压力负反馈,据此道理设计的液压阀称为先导式减压阀(Pilot-operated Pressure Reducing Valve);图6.6(c)所示为主级油泵变量式先导型压力负反馈,恒压变量泵就是按照这一道理设计而成。

上述先导型压力压力负反馈节制的共同特点如下:

(1)先导型压力负反馈节制中有两个压力负反馈回路,有两个反馈比较器和调压回路。先导级负责主级指令信号的稳压和调压;主级则负责系统的稳压。

(2)主阀芯(或变量活塞)既构成主调压回路的阀口,又作为主级压力反馈的力比较器,主级的测压容腔设在主阀芯的一端,另一端作用有主级的指令力P2A。

⑶主级所需要的指令信号(指令力p2A)由先导级负责输出,先导级通过半桥回路向主级的力比较器(即主阀芯)输出一个压力p2,该压力称为主级的指令压力,然后通过主阀芯端部的受压平面或物体表面的大(可称为指令油缸)转化为主级的指令力p2A 。

⑷先导阀芯既构成先导调压回路的阀口,又作为先导级压力反馈的力比较器,先导级的测压容腔设在先导阀芯的一端(有时直接用节流边作为测压面),另一端安装有作为先导级指令元件的调压弹簧(Adjustment Spring)和调压手柄(Pressure Hand lever)(见图6.5)。在比例压力阀中则用比例电磁石孕育发生指令力。

⑸主阀和先导阀均有滑阀式和锥阀式两种典型结构。

6.2溢流阀Pressure Relief Valve

按照“并联溢流式压力负反馈”道理设计而成的液压阀称为溢流阀。溢流阀的首要用途有以下两点:1)调压(Adjust Pressure)和稳压(Maintain Pressure)。如用在由定量泵构成的液压源中,用以调节泵的出口压力,保持该压力永恒固定。2)限压。如用作安全阀(Safety Valve),当系统正常工作时,溢流阀处于关闭状态,仅在系统压力大于其调定压力时才开启溢流,对系统起过载保护作用。

溢流阀的特征是:阀与负载相并联,溢流口接回油箱,采用进口压力负反馈。

按照结构不同,溢流阀可分为直动型(Direct-acting Type)和先导型(Pilot-operated Type)两类。

6.2 溢流阀 Pressure Relief Valve

按照“并联溢流式压力负反馈”道理设计而成的液压阀称为溢流阀。溢流阀的首要用途有以下两点:1)调压(Adjust Pressure)和稳压(Maintain Pressure)。如用在由定量泵构成的液压源中,用以调节泵的出口压力,保持该压力永恒固定。2)限压。如用作安全阀(Safety Valve),当系统正常工作时,溢流阀处于关闭状态,仅在系统压力大于其调定压力时才开启溢流,对系统起过载保护作用。

溢流阀的特征是:阀与负载相并联,溢流口接回油箱,采用进口压力负反馈。

按照结构不同,溢流阀可分为直动型(Direct-acting Type)和先导型(Pilot-operated Type)两类。

6.2.1 直动型溢流阀 Direct-acting Pressure Relief Valve

直动式溢流阀是作用在阀芯上的主油路液压力与调压弹簧力直接相均衡的溢流阀。如图6.7所示,直动型溢流阀因阀口和测压面结构型式不同,形成为了三种基本结构:图6.7(a)所示阀采用滑阀式溢流口,端面测压体式格局;图6.7(b)所示阀采用锥阀式溢流口,同样采用端面测压体式格局;图6.7(c)所示阀采用锥阀式溢流口,锥面测压体式格局,测压面和阀口的节流边均用锥面充当。但无论何种结构,直动型溢流阀均是由调压弹簧和调压手柄、溢流阀口、测压面等三个部分构成。

锥阀式直动型溢流阀的结构如图6.8所示。阀芯在弹簧的作用下压在阀座上,阀体上开有出进油口P和T,油液压力从进油口P作用在阀芯上。当液压作用力低于调压弹簧力时,阀口关闭,阀芯在弹簧力的作用下压紧在阀座上,溢流口无液体溢出;当液压作用力跨越弹簧力时,阀芯开启,液体从溢流口T流回油箱,弹簧力随着开口量的增大而增大,直至与液压作用力相均衡。调节弹簧的预压力,便可调整溢流压力。

当阀芯重力、摩擦力和液动力忽略不计,令指令力(弹簧调定力)F调S=KSxS0时,直动式溢流阀在稳态下的力均衡方程为

图6.7直动型溢流阀结构道理图

(a)滑阀节流口,端面测压;(b)锥阀节流口,端面测压;

(c)锥阀节流口,锥面测压

图6.8锥阀式直动型溢流阀

ΔF=F指-pA=Kx (6.1)

即p=K(x0+x)/A≈Kx0/A(常数) (6.2)

式中:p(或pL)—进口压力(Inlet Pressure)即系统压力(Pa);F指—指令信号,即弹簧预压力(Spring Force Preload)(N);ΔF指—节制误差(Control Error),即阀芯上的合力(N);A—阀芯的有效承压平面或物体表面的大(Effective Area of the Poppet)(m2);K——弹簧刚度(Spring Rate)(N/m);x0——弹簧预压缩量(Precompressed Spring Length)(m);x——阀开口量(Valve Opening)(m)。

由式(6.1)可以看出,只要在设计时保证 xx0,即可以使p=K(x0+x)/A≈Kx0/A =常数。这就表明,当溢流量变化时,直动式溢流阀的进口压力是近于永恒固定的。

直动型溢流阀结构简单,灵敏度高,但因压力直接与调压弹簧力均衡,不适于在高压、大流量下工作。在高压、大流量条件下,直动型溢流阀的阀芯摩擦力(Poppet Friction Force)和液动力(Bernoulli Force)很大,不克不及忽略,故定压精度低,恒压特性欠好。

6.2.2 先导型溢流阀 Pilot-operated Pressure Relief Valve

先导型溢流阀有多种结构。图6.9所示是一种典型的三节同心结构先导型溢流阀,它由先导阀(Pilot Valve)和主阀(Main Valve)两部分构成。该阀道理如图6.10所示。

图中,锥式先导阀1、主阀芯上的阻尼孔(固定节流孔)5及调压弹簧9一起构成先导级半桥分压式压力负反馈节制,负责向主阀芯6的上腔提供经过先导阀稳压后的主级指令压力P2。主阀芯是主控回路的比较器,上端面作用有主阀芯的指令力P2A2,下端面作为主回路的测压面,作用有反馈力P1A1,其合力可驱动阀芯,调节溢流口的大小,最后达到对进口压力P1举行调压和稳压的目的。

图6.9 YF型三节同心先导型溢流阀结构图(管式)

1—锥阀(Pilot Valve)(先导阀);2—锥阀座(Poppet Seat);3—阀盖(Valve Cap);4—阀体(Valve Body);5—阻尼孔(Orifice);6—主阀芯(Main Spool);7—主阀座(Main Valve Seat);8—主阀弹簧(Main Spring);9—调压(Adjustment Spring) (先导阀)弹簧

工作时,液压力同时作用于主阀芯及先导阀芯的测压面上。当先导阀1未打开时,阀腔中油液没有流动,作用在主阀芯6上下两个方向的压力相称,但因上端面的有效受压平面或物体表面的大A2大于下端面的有效受压平面或物体表面的大A1,主阀芯在合力的作用下处于最下端位置,阀口关闭。当进油压力增大到使先导阀打开时,液流通过主阀芯上的阻尼孔5、先导阀1流回油箱。由于阻尼孔的阻尼作用,使主阀芯6所受到的上下两个方向的液压力不相称,主阀芯在压差的作用下上移,打开阀口,实现溢流,并维持压力基本稳定。调节先导阀的调压弹簧9,便可调整溢流压力。

按照先导型溢流阀的道理图6.10,当阀芯重力、摩擦力和液动力忽略不计,令导阀的指令力F指=KSxS0时,导阀芯在稳态状况下的力均衡方程为

ΔFS=F指-p2AS= KSxS(6.3)

即p2=KS(xS0+xS)/AS(6.4)

因导阀的流量极小,仅为主阀流量的1﹪左右,导阀开口量xS很小,因此有

x2≈KSxS0/AS(常数)(6.5)

式中:p2-—先导级的输出压力(Pilot Output Pressure),即主级的指令压力(Pa);F指——先导级的指令信号,即导阀的弹簧预压力(N);ΔFS——先导级的节制误差,即导阀芯上的合力(N);AS——导阀芯的有效承压平面或物体表面的大(m2);KS——导阀调压弹簧刚度(N/m);xS0——导阀弹簧预压缩量(m);xS——导阀阀开口量(m)。

图6.10 三节同心先导型溢流阀道理图

由式(6.5)可以看出,只要在设计时保证xSxS0,即可以使先导级向主级输出的压力p2=KS(xS0+xS)/AS≈KSxS0/AS =常数。因此,先导级可以对主级的指令压力p2举行调压和稳压。

在主阀中,当主阀芯重力、摩擦力和液动力忽略不计,令主阀的指令力F调=p2A2,主阀芯在稳态状况下的力均衡方程为

ΔF=F调-p1A1

=p2A2-p1A1=K(x0+x)(6.6)

因主阀芯弹簧不起调压弹簧作用,因此弹簧极软,弹簧力基本为零,即

ΔF=K(x0+x)≈0

故有p1≈F调/A1=p2A2/A1

代入(6.5)式后,得

P1=(KSxS0/AS)A2/A1

=(F指/AS)A2/A1(常数)(6.7)

式中:p1—进口压力即系统压力(Pa);A1—主阀芯下端面的有效承压平面或物体表面的大(m2); A2—主阀芯上端面的有效承压平面或物体表面的大(m2);K——主阀弹簧刚度(N/m);x0——主阀弹簧预压缩量(m);x——主阀阀开口量(m);F调——主级的指令信号,即主阀芯上端面有效承压平面或物体表面的大上所承受的液压力(N);ΔF——主级的节制误差,即主阀芯上的合力(N)。

由式(6.7)可以看出,只要在设计时保证主阀弹簧很软,且主阀芯的测压平面或物体表面的大A1、A2较大,摩擦力和液动力相对液压驱动力可以忽略不计,即可以使系统压力p1≈(KSxS0/AS)A2/A1 =常数。先导型溢流阀在溢流量发生大幅度变化时,被控压力p1只有很小的变化,即定压精度高。这个之外,由于先导阀的溢流量仅为主阀定额流量的1%左右,因此先导阀阀座孔的平面或物体表面的大和开口量、调压弹簧刚度都不必很大。所以,先导型溢流阀广泛用于高压、大流量场合。

从图(6.9)可以看出,导阀体上有一个远程节制口K,当K口通过二位二通阀接油箱时,先导级的节制压力p2≈0;主阀芯在很小的液压力(基本为零)作用下便可向上移动,打开阀口,实现溢流,这时候系统称为卸荷。若K口接另一个阔别主阀的先导压力阀(此阀的调节压力应小于主阀中先导阀的调节压力)的入口连接,可实现远程调压。

图6.11二节同心先导型溢流阀(板式)

1—主阀芯;2、三、4,阻尼孔;5—先导阀座;6—先导阀体;

7—先导阀芯;8—调压弹簧;9—主阀弹簧;10—阀体

图6.11所示为二节同心先导型溢流阀的结构图,其主阀芯为带有圆柱面的锥阀。为使主阀关闭时有良好的密封性,要求主阀芯1的圆柱导向面和圆锥面与阀套配合良好,两处的同心度要求较高,故称二节同心。主阀芯上没有阻尼孔,而将三个阻尼孔2、三、4分别设在阀体10和先导阀体6上。其工作道理与三节同心先导型溢流阀相同,只不过油液从主阀下腔到主阀上腔,需经过三个阻尼孔。阻尼孔2和4相串联,至关三节同芯阀主阀芯中的阻尼孔,是半桥回路中的进油节流口,作用是使主阀下腔与先导阀前腔孕育发生压力差,再通过阻尼孔3作用于主阀上腔,从而节制主阀芯开启。阻尼孔3的首要作用是用以提高主阀芯的稳定性,它的设立与桥路无关。

先导型溢流阀的导阀部分结构尺寸较小,调压弹簧不必很强,因此压力调整比较简便。但因先导型溢流阀要在先导阀和主阀都动作后才能起节制作用,因此反应不如直动型溢流阀灵敏。

与三节同心结构相比,二节同心结构的特点是:①主阀芯仅与阀套和主阀座有同心度要求,免去了与阀盖的配合,故结构简单,加工和装配方便。②过流平面或物体表面的大大,在相同流量的情况下,主阀开启高度小;或者在相同开启高度的情况下,其通流能力大,因此,可做得体积小、重量轻。③主阀芯与阀套可以通用化,便于组织批量生产。

6.2.3 电磁溢流阀 Solenoid Pressure Relief Valve

电磁溢流阀是电磁换向阀(Solenoid Directional Control Valve)与先导式溢流阀(Pilot-operated Pressure Relief Valve)的组合,用于系统的多级压力节制或卸荷。为减小卸荷时的液压冲击,可在电磁阀和溢流阀之间加装缓冲器(Buffer)。

图6.12为电磁溢流阀的结构图,它是由先导型溢流阀与常闭型二位二通电磁阀的组合。电磁阀的二个油口分别与主阀上腔(导阀前腔)及主阀溢流口相连。当电磁石断电时,电磁阀两油口断开,对溢流阀没有影响。当电磁石通电换向时,通过电磁阀将主阀上腔与主阀溢流口相连通,溢流阀溢流口全开,导致溢流阀进口卸压(即压力为零),这种状态称之为卸荷。

先导型溢流阀与常闭型二位二通电磁阀的组合时称为O型机能电磁溢流阀;与常开型二位二通电磁阀的组合时称为H型机能电磁溢流阀。

图6.12电磁溢流阀

(a)O型机能电磁溢流阀结构图;(b)O型机能电磁溢流阀符号;(c)H型机能电磁溢流阀符号

电磁溢流阀除应具有溢流阀的基本性能外,还要满足以下要求:

·建压时间短;

·具有通电卸荷或断电卸荷功能;

·卸荷时间短且无明显液压冲击;

6.2.4 溢流阀静态特性与动态持性Static and Dynamic Characteristics of the Relief Vavle

溢流阀的性能特性包括静态特性和动态特性。静态特性是指阀在稳态工况时的特性,动态特性是指阀在瞬态工况时的特性。

(1) 静态特性 Static Characteristics

溢流阀工作时,随着溢流量q的变化,系统压力p会产一些波动,不同的溢流阀其波动程度不同。因此一般用溢流阀稳定工作时的压力一流量特性来描述溢流阀的静态特性。这种稳态压力一流量特性又称“启闭特性”。

启闭特性是指溢流阀从开启到闭合过程中,被控压力p与通过溢流阀的溢流量q之间的关系。它是衡量溢流阀定压精度的一个重要指标。图6.13所示为溢流阀的启闭特性曲线。图中Pn(P指)为溢流阀调定压力,pc和pc′分别为直动型溢流阀和先导型溢流阀的开启压力。

溢流阀理想的特性曲线最好是一条在Pn 处平行于流量坐标的直线。其含义是:只有在系统压力P达到Pn时才溢流,且不管溢流量q为多少,压力P始终保持为Pn值不变,没有稳态节制误差(或称没有调压误差)。实际溢流阀的特性不成能是如许的,而只能要求它的特性曲线尽可能接近这条理想曲线,调压误差尽(Pn-P)可能小。

由图6.13所示溢流阀的启闭特性曲线可以看出:

① 对同一个溢流阀.其开启特性总是优于闭合特性。这首要是由于在开启和闭合两种运动过程中,摩擦力的作用方向相反所致。

② 先导式溢流阀的启闭特性优于直动式溢流阀。 也就是说, 先导式溢流阀的调压误差(Pn-PC′)比直动式溢流阀的调压误差(Pn-PC)小,调压精度更高。

所谓调压误差,即调定压力与开启压力之差值。压力越高,调压弹簧刚度越大,由溢流量变化而引起的压力变化越大,调压误差也越大。

由以上分析可知,直动型溢流阀结构简单,灵敏度高,但压力受溢流量变化的影响较大,调压误差大,不适于在高压、大流量下工作,常作安全阀或用于调压精度要求不高的场合。先导型溢流阀中主阀弹簧首要用于克服阀芯的摩擦力,弹簧刚度小。当溢流量变化引起主阀弹簧压缩量变化时,弹簧力变化较小。因此阀进口压力变化也较小。先导型溢流阀调压精度高,被广泛用于高压、大流量系统。

溢流阀的阀芯在移动过程中要受到摩擦力的作用,阀口开大和关小时的摩擦力方向刚好相反,使溢流阀开启时的特性和闭合时的特性孕育发生差异。

除启闭特性外,溢流阀的静态性能指标另有:

①压力调节范围(Pressure Regulation Range):是指调压弹簧在划定的范围内调节时,系统压力平顺地(压力无突跳及迟滞现象)上涨或下降的最大和最小调定压力。

②卸荷压力(Unload Force):当溢流阀作卸荷阀用时,定额流量下进、出油口的压力差称为卸荷压力。

③最大允许流量和最小稳定流量:溢流阀在最大允许流量(即定额流量)下工作时应无噪声。溢流阀的最小稳定流量取决于对压力平顺性的要求,一般划定为定额流量的15%。

图6.13溢流阀的静态性曲线

(2) 动态特性 Dynamic Characteristics

图6.14流量阶跃变化时溢流阀的进口压力响应特性

溢流阀的动态特性是指流量阶跃时的压力响应特性,如图6.14。其衡量指标首要有响应时间和压力超调量等:

①压力超调量(Pressure Overshoot): 定义为最高瞬时压力峰值与定额压力调定值pn之间的差值为压力超调量Δp,并将(Δp/pn) ´100%称为压力超调率。压力超调量是衡量溢流阀动态定压误差及稳定性的重要指标,一般压力超调率要求小于10%~30%,否则可能导致系统中元件损坏,管道分裂或其它故障。

②响应时间(Response Time)t1:是指从肇始稳态压力p0与最终稳态压力pn之差的10%上涨到90﹪的时间,即图6.14中A、B两点间的时间距离。t1越小,溢流阀的响应越快。

③过渡过程时间(Transition Time)t2:是指从0.9(pn-p0)的B点到瞬时过渡过程的最终时刻C点之间的时间。t2 越小,溢流阀的动态过渡过程越短。

④升压时间(Rise Time)Δt1:是指流量阶跃变化时,0.1(pn-p0)至0.9(pn-p0)的时间,即图6.15中A和B两点间的时间,与上述响应时间一致。

⑤卸荷时间(Unload Time)Δt2:是指卸荷信号发出后,0.9(Pn-P0)至0.1(Pn-P0)的时间,即 C和D两点间的时间。

Δt1和Δt2越小,溢流阀的动态性能越好。

图6.15溢流阀的升压与卸荷特性

6.3减压阀 Pressure Reducing Valve

按照“串联减压式压力负反馈”道理设计而成的液压阀称为减压阀。减压阀首要用于降低并稳定系统中某一支路的油液压力,常用于夹紧、节制、润滑等油路中。

图6.16先导级由减压出口供油的先导式减压阀

减压阀的特征是:阀与负载相串联,调压弹簧腔有外接泄油口,采用出口压力负反馈。

减压阀也有直动型和先导型之分,直动型减压阀的工作道理如图6.4所示,但直动型减压阀较少单独使用。在先导型减压阀中,按照先导级供油的引入体式格局不同,有“先导级由减压出口供油式”和“先导级由减压进口供油式”两种结构形式。

6.3.1 先导级由减压出口供油的减压阀 Pressure Reducing Valve with Pilot Oil from Outlet

先导级由减压出口供油的减压阀如图6.16所示,由先导阀和主阀两部分构成。该阀的道理如图6.17所示。

图中,压力油由阀的进油口p1流入,经主阀减压口 f减压后由出口p2流出。锥式先导阀、主阀芯上的阻尼孔(固定节流孔e)及先导阀的调压弹簧一起构成先导级半桥分压式压力负反馈节制,负责向滑阀式主阀芯的上腔提供经过先导阀稳压后的主级指令压力p3。主阀芯是主控回路的比较器,端面有效平面或物体表面的大为A,上端面作用有主阀芯的指令力(即液压力p3A与主阀弹簧力预压力K y0之和),下端面作为主回路的测压面,作用有反馈力p2A,其合力可驱动阀芯,并调节减压口f的大小,最后达到对出口压力p2举行减压和稳压的目的。

由图可见,出口压力油经阀体与下端盖的通道流至主阀芯的下腔,再经主阀芯上的阻尼孔e流到主阀芯的上腔,最后经导阀阀口及泄油口L流回油箱。因此先导级的进口(即阻尼孔e的进口)压力油引自减压阀的出口p2,故称为先导级由减压出口供油的减压阀。

图6.17先导级由减压出口供油的先导式减压阀道理图

工作时,若出口压力p2低于先导阀的调定压力,先导阀芯关闭,主阀芯上、下两腔压力相称,主阀芯在弹簧作用下处于最下端,减压口开度f为最大,阀不起减压作用,p2≈p1。当出口压力达到先导阀调定压力时,先导阀阀口打开,主阀弹簧腔的油液便由外泄口L流回油箱,由于油液在主阀芯阻尼孔内流动,使主阀芯两头孕育发生压力差,主阀芯在压差作用下,克服弹簧力抬起,减压阀口f减小,压降增大,使出口压力下降到调定的压力值。此时,如果忽略液动力、摩擦力,则先导阀和主阀的力均衡方程式为

ΔF=(p3A+Ky0)-p2A=Ky

p3AS=KS(x0+x)≈KSx0(常数)

式中,A、AS分别为主阀和先导阀有效作用平面或物体表面的大;K、KS分别为主阀和先导阀弹簧刚度;x0、x分别为先导阀弹簧预压缩量和先导阀开口量;y0、y分别为主阀弹簧预压缩量、主阀调节位移。

联立上两式后,p2可写成

p2≈(KSx0/AS+K(y0-y))/A≈(KSx0/AS+Ky0)/A

由上式可以看出,只要在设计时保证主阀弹簧较软,Ky可以忽略,且主阀芯的测压平面或物体表面的大A较大,摩擦力和液动力相对液压驱动力可以忽略不计,即可以使减压阀出口压力基本永恒固定。

应当指出,当减压阀出口处的油液不流动时,此时仍有少数油液通过减压阀口经先导阀和外泄口L流回油箱,阀处于工作状态,阀出口压力基本上保持在调定值上。

6.3.2 先导级由减压进口供油的减压阀 Pressure Reducing Valve with Pilot Oil from Inlet

先导级供油既可从减压阀口的出口p2引入,也可从减压阀口的进口p1引入,各有其特点。

先导级供油从减压阀的出口引入时,该供油压力p2是经减压阀稳压后的压力,波动半大,有利于提高先导级的节制精度,但导致先导级的输出压力(主阀上腔压力)p3始终低于主阀下腔压力p2,若减压阀主阀芯上下有效平面或物体表面的大相称,为使主阀芯均衡,不得不加大主阀芯的弹簧刚度,这又会使得主级的节制精度降低。

先导级供油从减压阀的进口p1引入时(见图6.18),其优点是先导级的供油压力较高,先导级的输出压力(主阀上腔压力)p3也可以较高,故不需要加大主阀芯的弹簧刚度即可以使主阀芯均衡,主级的节制精度可能较高。但减压阀进口压力p1未经稳压,压力波动可能较大,又不利于先导级的节制。为了减小p1波动可能带来的不利影响,保证先导级的节制精度,可以在先导级进口处用一个小型“恒流器”(Constant Flow Regulation)代替原固定节流孔,通过“恒流器”的调节作用使先导级的流量及导阀开口度近似永恒固定,结果使有利于提高主阀上腔压力p3的稳压精度。

图6.19所示就是一种先导级由减压进口供油的减压阀。该阀先导级进口处设有“节制油流量永恒固定器”6,它由一个固定节流孔I和一个可变节流口Ⅱ串联而成。可变节流口借助于一个可以轴向移动的小活塞来改变通油孔N的过流平面或物体表面的大,从而改变液阻。小活塞左端的固定节流孔,使小活塞两头出现压力差。小活塞在此压力差和右端弹簧的共同作用下而处于某一均衡位置。

图6.18先导级由减压进口供油的先导式减压阀道理图

如果由减压阀进口引来的压力油的压力p1达到调压弹簧8的调定值时,先导阀7开启,液流经先导阀口流向油箱。这时候,小活塞前的压力为减压阀进口压力p1,其后的压力为先导阀的节制压力 (即主阀上腔压力)p3,p3由调压弹簧8调定。由于p3

1,主阀芯在上、下腔压力差的作用下克服主阀弹簧5的力向上抬起,减小主阀开口,起减压作用,使主阀出口压力降低为p2。因为主阀采用了对称设置很多小孔的结构作为主阀阀口,因此液动力为零。

图6.19DR20型减压阀

1—阀体;2—主阀芯;3—阀套;4—单向阀;5—主阀弹簧;6—节制油流量永恒固定器;

7—先导阀;8—调压弹簧;I—固定阻尼;Ⅱ—可变节流口

显然,若先导级阀流量永恒固定,先导级的输出压力p3就不会波动,这有利于提高减压阀的稳压精度。如何使通过先导阀的流量永恒固定呢?其工作道理如图6.18所示。它的先导级以固定节流孔I作为流量传感器(Flow Sensor),将流量转化为I上的压力差后与弹簧力均衡,压差永恒固定时流量自然永恒固定。通过可变节流口Ⅱ,可以自动调节流量。流量大时,流量传感器(固定节流孔I)的压差则大,该压差作用在活塞6上,压缩弹簧,关小可变节流口Ⅱ,将先导级的流量向减小的方向调节;反之则增大可变节流口Ⅱ,将先导级的流量向增大的方向调节。总之自动维持先导级流量稳定。因此这种阀的出口压力p2,与阀的进口压力p1 ,以及流经主阀的流量无关。

如果阀的出口压力出现冲击,主阀芯上的单向阀4将迅速开启卸压,使阀的出口压力很快降低。在出口压力恢复到调定值后,单向阀重新关闭。故单向阀在这里起压力缓冲作用。

6.4 顺序阀 Pressure Sequence Valve

顺序阀的作用是利用油液压力作为节制信号节制油路通断。顺序阀也有直动型和先导型之分,按照节制压力来源不同,它另有内控式(Internal Control Type)和外控式(External Control Type)之分。通过改变节制体式格局(The Control Method)、泄油体式格局(The Drain Oil)以及二次油路的连接体式格局(Connecting Manner of The Secondary Circuit),顺序阀还可用作背压阀(Back Pressure Valve)、卸荷阀(Unloading Valve)和均衡阀(Counterbalance Valve)等。

6.4.1 直动型顺序阀 Direct-acting Sequence Valve

直动型顺序阀如图6.20所示,图6.20(a)为实际结构图,图6.20(C)为道理图。直动式顺序阀通常为滑阀结构,其工作道理与直动式溢流阀相似,均为进油口测压,但顺序阀为减小调压弹簧刚度,还设置了断平面或物体表面的大比阀芯小的节制活塞A。顺序阀与溢流阀的区分另有:其一,出口不是溢流口,因此出口P2不接回油箱,而是与某一执行元件相连,弹簧腔走漏油口L必须单独接回油箱;其二,顺序阀不是稳压阀,而是开关阀(Switch Valve),它是一种利用压力的高低节制油路通断的“压控开关”,严酷地说,顺序阀是一个二位二通液动换向阀。

图6.20直动式顺序阀

(a)结构图;(b)内控式直动型顺序阀的符号;(c)道理图

工作时,压力油从进油口P1(两个)进入,经阀体上的孔道a和端盖上的阻尼孔b流到节制活塞(测压力平面或物体表面的大为A)的底部,当作用在节制活塞上的液压力能克服阀芯上的弹簧力时,阀芯上移,油液便从p2流出。该阀称为内控式顺序阀,其图形符号如图6.20(b)所示。

必须指出,当进油口一次油路压力p1低于调定压力时,顺序阀一直处于关闭状态;一旦跨越调定压力,阀口便全开(溢流阀口则是微开),压力油进入二次油路(出口p2),驱动另一个执行元件。

若将图6.20(a)中的端盖旋转90°安装,切断进油口通向节制活塞下腔的通道,并打开螺堵K,引入节制压力油,便成为外控式顺序阀,外控顺序阀阀口开启与否,与阀的进口压力p1的大小没有关系,仅取决于节制压力的大小。

6.4.1 先导型顺序阀 Pilot-operated Sequence Valve

如果在直动型顺序阀在基础上,将主阀芯上腔的调压弹簧用半桥式先导调压回路代替,且将先导阀调压弹簧腔引至外泄口L,就可以构成图6.21所示先导式顺序阀。这种先导式顺序阀的道理与先导式溢流阀相似,所不同的是二次油路即出口不接回油箱,走漏油口L必须单独接回油箱。但这种顺序阀的缺点是外走漏量过大。因先导阀是按顺序压力调整的,当执行元件达到顺序动作后,压力可能继续升高,将先导阀口开得很大,导致大量流量从导阀处外泄。故在小流量液压系统中不宜采用这种结构。

图6.21外泄量较大的一种先导式顺序阀

(a)先导式顺序阀符号;(b)结构图;(c)道理简图

为减少导阀处的外泄量,可将导阀设计成滑阀式,令导阀的测压面与导阀阀口的节流边分离[见6.22(b)]。先导级设计为:

①导阀的测压面与主油路进口一次压力p1相通,由先导阀的调压弹簧直接与p1相比较;

②导阀阀口回油接出口二次压力p2,如许可不致孕育发生大量外泄流量;

③导阀弹簧腔接外泄口(外泄量极小),使导阀芯弹簧侧不形成背压;

④先导级仍采用带进油固定节流口的半桥回路,固定节流口的进油压力为p1,先导阀阀口仍然作为先导级的回油阀口,但回油压力为p2。

图6.22DZ型先导式顺序阀

6—阻尼孔;5—主阀芯;3—先导滑阀

图6.22(a)所示的DZ型顺序阀就是基于上述道理的先导式顺序阀。主阀为单向阀式,先导阀为滑阀式。主阀芯在原始位置将进、出油口切断,进油口的压力油通过两条油路,一路经阻尼孔(Fixed Orifice)进入主阀上腔并到达先导阀中部环形腔,另一路直接作用在先导滑阀左端。当进口压力p1低于先导阀弹簧调定压力时,先导滑阀在弹簧力的作用下处于图示位置。当进口压力p1大于先导阀弹簧调定压力时,先导滑阀在左端液压力作用下右移,将先导阀中部环形腔与通顺序阀出口的油路沟通。于是顺序阀进口压力p1油经阻尼孔、主阀上腔、先导阀流往出口。由于阻尼孔的存在,主阀上腔压力低于下端(即进口)压力p1,主阀芯开启,顺序阀出进油口沟通(此时p1≈p2)。由于经主阀芯上阻尼孔的走漏不流向泄油口L,而是流向出油口P2;又因主阀上腔油压与先导滑阀所调压力无关,仅仅通过刚度很弱的主阀弹簧与主阀芯下端液压保持主阀芯的受力均衡,故出口压力p2近似等于进口压力p1,其压力损失小。与图6.21所示的顺序阀相比,DZ型顺序阀的走漏量和功率损失大为减小。

把外控式顺序阀的出油口接通油箱,且将外泄改成内泄,即可构成卸荷阀。

当顺序阀内装并联的单向阀,可构成单向顺序阀。单向顺序阀也有内外控之分。若将出油口接通油箱,且将外泄改成内泄,即可作均衡阀用,使垂直放置的液压缸不因自重而下落。

各种顺序阀的职能符号如表6.1所示。

表6.1顺序阀的图形符号

节制 与泄油体式格局

内控外泄

外控外泄

内控内泄

外控内泄

内控外泄

加单向阀

外控外泄

加单向阀

内控内泄

加单向阀

外控内泄

加单向阀

名 称

顺序阀

外控

顺序阀

背压阀

卸荷阀

内控单向

顺序阀

外控单向

顺序阀

内控均衡阀

外控均衡阀

图

形

符

号

6.5 压力继电器 Pressure Switches

压力继电器是利用油液的压力来启闭电气触点的液压电气转换元件(Hydro-electrical Convert Instrument)。它在油液压力达到其调定值时,发出电信号,节制电气元件动作,实现液压系统的自动节制。

压力继电器有柱塞式(Piston Type)、膜片式(Diaphragm Type)、弹簧管式(Bourdon Tube Type)和波纹管式(Bellows Type)四种结构形式。柱塞式压力继电器的结构和图形符号如图6.23所示,当进油口P处油液压力达到压力继电器的调定压力时,作用在柱塞1上的液压力通过顶杆2的推动,合上微动电器开关4,发出电信号。图中,L为泄油口。改变弹簧的压缩量,可以调节继电器的动作压力。

图6.23压力继电器

(a)结构图(b)图形符号

l—柱塞(Piston);2—项杆(Plunger);3—调节螺丝(Adjustment Screw);

4—微动开关(Electrical Switch)

6.6压力阀在调压与减压回路中的应用

6.6.1 调压回路 Pressure Regulation Circuit

在定量泵系统中,液压泵的供油压力可以通过溢流阀来调节。在变量泵系统中,用溢流阀作安全阀(Relief Valve)用来限制系统的最高压力,防止系统过载。当系统中如需要两种以上压力时,则可采用多级调压回路。

(1)单级调压回路 Single Stage Pressure Regulation Circuit

在图6.24所示的定量泵系统中,节流阀(Adjustable Restrictor Valves)可以调节进入液压缸(Hydraulic Cylinder)的流量,定量泵输出的流量大于进入液压缸的流量,而骈枝油液便从溢流阀流回油箱。调节溢流阀便可调节泵的供油压力,溢流阀的调定压力必须大于液压缸最大工作压力和油路上各种压力损失的全体。为了便于调压和观察,溢流阀旁一般要就近安装压力表。

(2)双向调压回路 Bi-directional Pressure Regulation Circuit

当执行元件正反向运动需要不同的供油压力时,可采用双向调压回路,如图6.25所示。图(a)中,当换向阀(Directional Control Valve)在左位工作时,活塞(Piston)为工作行程,泵出口压力较高,由溢流阀1调定。当换向阀在右位工作时,活塞作空行程返回,泵出口压力较低,由溢流阀2调定。图(b)所示回路在图示位置时,阀2的出口被高压油封闭,即阀1的远控口被堵塞,故泵压由阀1调定为较高压力。当换向阀在右位工作时,液压缸左腔通油箱,压力为零,阀2至关于阀1的远程调压阀,泵的压力由阀2调定。

图6.24单级调压回路

图6.25双向调压回路

⑶多级调压回路 Multi-pressure Regulation Circuit

在不同的工作阶段,液压系统需要不同的工作压力,多级调压回路便可实现这种要求。

图6.26(a)所示为二级调压回路。图示状态下,泵出口压力由溢流阀3调定为较高压力,阀2换位后,泵出口压力由远程调压阀1调为较低压力。图6.26(b)为三级调压回路。溢流阀1的远程节制口通过三位四通换向阀4分别接远程调压阀2和3,使系统有三种压力调定值:换向阀在左位时,系统压力由阀2调定;换向阀在右位时,系统压力由阀3调定,换向阀在中位时,系统压力由主阀1调定。在此回路中,远程调压阀的调整压力必须低于主溢流阀的调整压力,只有如许远程调压阀才能起作用。图6.26(c)所示为采用比例溢流阀的调压回路。

图6.26多级调压回路

⑷电磁溢流阀调压-卸荷回路 Pressure Regulation-unloading Circuit Using Solenoid Pressure Relief Valve

液压系统工作时,执行元件短时间停止工作,不宜采用开停液压泵的方法,而应使泵卸荷,(如压力为零)。利用电磁溢流阀(Solenoid Pressure Relief Valves)可构成调压-卸荷回路。

电磁溢流阀是由先导式溢流阀和两位两通电磁换向阀(Solenoid Directional Control Valve)组合而成的复合阀,既能调压又能卸荷。如图6.27所示,当二位二通换向阀电磁石通电时,电磁溢流阀可实现调压;电磁石断电时,液压泵处于卸荷(卸压)状态。

图6.27电磁溢流阀卸荷回路

6.4.2 减压回路 Pressure Reducing Circuit

液压系统中的定位、夹紧、节制油路等支路,工作中往往需要稳定的低压,为此,在该支路上需串接一个减压阀[图6.28(a)]。

图6.28减压回路

图6.28(b)所示为用于工件夹紧的减压回路。夹紧工作时为了防止系统压力降低(例如送给缸空载快进)油液倒流,并短时保压,通常在减压阀后串接一个单向阀(Check Valve)。图示状态,低压由减压阀1调定;当二通阀通电后,阀1出口压力则由远程调压阀2(Remote Pressure Relief Valve)决定,故此回路为二级减压回路。

必须指出,应用减压阀构成减压回路虽然可以方便地使某一分支油路压力减低,但油液流经减压阀将孕育发生压力损失,这增加了功率损失并使油液发热。当分支油路的压力较主油路压力低得多,而需要的流量又很大时,为减少功率损耗,常采用高、低压液压泵分别供油,以提高系统的效率。

7流量节制阀

FLOW CONTROL VALVE

7.1节流口的流量特性

7.1.1 节流口的流量特性公式

对节流孔口(Orifice)来说,可将流量公式写成下列形式

Q=KA0Δpm(7.1)

图7.1节流口的流量特性曲线

式中:A0—节流口的通流平面或物体表面的大(m2);Δp—节流口前、后的压差(Pa);K—节流系数(Discharge Coefficient),由节流口形状、流体流态、流体性子等因素决定,数值由实验得出[对薄壁锐边孔口(Thin-walled Orifice ) ,对细长孔 ,Cd为流量系数(Discharge Coefficient), 为动力粘度(Dynamical Viscosity),d和L为孔径和孔长;m—由节流口形状和结构决定的指数,0.5

上式说明通过节流口的流量与节流口的截平面或物体表面的大及节流口两头的压力差的m次方成正比。它的时会是m=0.5。在阀口压力差基本永恒固定的条件下,调节阀口节流平面或物体表面的大的大小,就可以调节流量的大小。节流孔口的流量-压差特性曲线如图7.1所示。

7.1.2 影响流量稳定性(Flow Stability)的因素

液压系统在工作时,希望节流口大小调节好后,流量 Q稳定不变。但实际上流量总会有变化,出格是小流量时流量稳定性与节流口形状、节流压差以及油液温度等因素有关。

(1)压差变化对流量稳定性的影响

当节流口前后压差变化时,通过节流口的流量将随之改变,节流口的这种特性可用流量刚度来表征。由式(7.l)可求得节流口的流量刚度T为:

(7.2)

流量的刚度反映了节流口在负载压力变化时保持流量稳定的能力。 它定义为节流口前后压差Δp的变化与流量Q的波动值的比率。节流口的流量刚度越大,流量稳定性越好,用于液压系统时所获得的负载特性也越好。由式(7.2)可知:

·节流口的流量刚度与节流口压差成正比,压差越大,刚度就越大;

·当节流口压差一定时,刚度与流量成反比,通过节流口的流量越小,刚度也越大;

·系数m越小,刚度越大。m越大,Δp变化后对流量的影响就越大,薄壁孔(m=0.5)比细长孔(m=1)的流量稳定性受Δp变化的影响要小。因此,为了获得较小的系数,应尽量避免采用细长孔节流口,即避免使流体在层流状态下流动;而是尽可能使者流口形式接近于薄壁孔口,也就是说让流体在节流口处的流动居于紊流状态,以获得较好的流量稳定性。

(2)油温变化对流量稳定性的影响

当开口度不变时,若油温升高,油液粘度会降低。对细长孔,当油温升高使油的粘度降低时,流量Q就会增加。所以节流通道长时温度对流量的稳定性影响大。而对薄壁孔,油的温度对流量的影响是较小的,这是由于流体流过薄刃式节流口时为紊流状态,其流量与雷诺数无关,即不受油液粘度变化的影响;节流口形式越接近于薄壁孔,流量稳定性就越好。

⑶阻塞(Backup)对流量稳定性的影响

流量小时,流量稳定性与油液的性子和节流口的结构都有关。表面上看只要把节流口关得足够小,便能得到肆意小的流量。可是油中不成避免有脏物,节流口开得太小就容易被脏物堵住,使通过节流口的流量不稳定。 孕育发生堵塞的首要原因是:①油液中的机械杂质或因氧化析出的胶质、沥青、炭渣等污物聚集在节流缝隙处;②由于油液老化或受到挤压后孕育发生带电的极化分子,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,因而影响了节流缝隙的大小。以上聚集、吸附物增长到一定厚度时,会被液流冲刷掉,随后又重新附在阀口上。如许循环往复,就形成流量的脉动;③ 阀口压差较大时容易孕育发生堵塞现象。

减轻堵塞现象的措施有:

· 采用大水力半径的薄刃式节流口。一般通流平面或物体表面的大越大,节流通道越短以及水力半径越大时,节流口越不易堵塞。

· 适当选择节流口前后的压差。一般取Δp=0.2～0.3MPa。因为压差太大,能量损失大,将会引起流体通过节流口时的温度升高,从而加重油液氧化变质而析出各种杂质,造成阻塞;这个之外,当流量相同时,压差大的节流口所对应的开口量小,也易引起阻塞。若压差太小,又会使者流口的刚度降低,造成流量的不稳定。

· 紧密过滤并定期更换油液。在节流阀前设置单独的精滤装配,为了除去铁屑和磨料,可采用磁性过滤器。

· 构成节流口的各零件的质料应尽量选用电位差较小的金属,以减小吸附层的厚度。选用抗氧化稳定性好的油液、并节制油液温度的升高,以防止油液过快地氧化和极化,都有助于缓解堵塞的孕育发生。

7.1.3节流口的形式与特征

节流口是流量阀的关键部位,节流口形式及其特性在很大程度上决定着流量节制阀的性能。几种常用的节流口如图7.2所示。

图7.2节流口的形式

(1)图7.2(a)为针阀式节流口(Needle Valve Throttle)。针阀作轴向移动时,调节了环形通道的大小,由此改变了流量。这种结构加工简单。但节流口长度大,水力半径小,易堵塞,流量受油温变化的影响也大,一般用于要求较低的场合。

(2)图7.2(b)为偏心式节流口(Off-central Groove Orifice)。在阀芯上开一个截面为三角形(或长方形)的偏心槽,当转动阀芯时,就可以改变通道大小,由此调节了流量。偏心槽式结构因阀芯受经向不服衡力,高压时应避免采用。

⑶图7.2(c)为轴向三角槽式节流口(Axial Triangle Groove Orifice)。在阀芯端部开有一个或两个斜的三角槽,轴向移动阀芯就可以改变三角槽通流平面或物体表面的大从而调节了流量。在高压阀中有时在轴端铣两个斜面来实现节流。轴向三角槽式节流口的水力半径较大。小流量时的稳定性较好。

⑷图7.2(d)为缝隙式节流口(Radial Aperture Orifice)。阀芯上开有狭缝,油液可以通过狭缝流入阀芯内孔再经左边的孔流出,旋转阀芯可以改变缝隙的通流平面或物体表面的大大小。这种节流口可以作成薄刃结构,从而获得较小的稳定流量,可是阀芯受径向不服衡力,故只适用于低压节流阀中。

⑸图7.2(e)为轴向缝隙式节流口(Axial Aperture Orifice)。在套筒上开有轴向缝隙,轴向移动阀芯就可以改变缝隙的通流平面或物体表面的大大小。这种节流口可以作成单薄刃或双薄刃式结构,流量对温度不敏感。在小流量时水力半径大,故小流量时的稳定性好,因而可用于性能要求较高的场合(如调速阀中)。但节流口在高压作用下易变形,使用时应改善结构的刚度。

对比图7.2中所示的各种形状节流口,图(a)的针式和图(b)的偏心式由于节流通道较长,故节流口前后压差和温度的变化对流量的影响较大,也容易堵塞,只能用在性能要求不高的地方。而图(e)所示的轴向缝隙式,由于节流口上部铣了一个槽,使其厚度减薄到0.07～0.09毫米,成为薄刃式节流口,其性能较好,可以得到较小的稳定流量。

7.2 流量负反馈 Flow Negative Feedback

流量阀的节流平面或物体表面的大一定时,节流口压差受负载变化的影响不成避免地要发生变化,由此会导致流量的波动。负载变化引起的流量波动可以通过流量负反馈来加以减小或消弭。流量负反馈是增大流量刚度的重要手眼。

与压力负反馈一样,流量负反馈节制的核心是要构造一个流量比较器(Flow Comparator)和流量测量传感器(Flow Measure Sensor)。流量测量传感器的作用是将不便于直接比较的流量信号转化为便于比较的物理信号,一般转化为力信号后再举行比较。用于一般流量阀的流量测量方法首要有“压差法”和“位移法”两种。

7.2.1流量的“压差法”(Difference Pressure Method)测量

如图7.3(a)所示,在主油路中串联一个节流平面或物体表面的大A0已调定的液阻RQ(一般采用薄刃式节流口)作为流量一次传感器,其压力差PQ则随负载流量QL而变化,故受控流量QL通过液阻RQ转化成压差PQ;再设置一个作为流量二次传感的微型对称测压油缸A,将一次传感器输出的压差PQ引入该测压油缸A的两腔,即可将流量转化成与之相关的活塞推力FQ,FQ即为反馈信号,因此液阻RQ和压差测量缸A一起构成“压差法”流量传感器。这种流量传感器结构简单,易于实现,其缺点是负载流量QL与一次传感器的输出压差PQ之间是非线性关系。

流量负反馈与压力负反馈相类似,可用弹簧预压力F指作为指令信号,并与流量传感器的反馈力FQ共同作用在力比较器上,构成“流量-压差-力负反馈”,利用比较信号驱动某流量调节阀芯,节制其阀口液阻Rx的大小,最终达到流量自动稳定节制之目的。因此,要想补偿流量的波动,还须有调节阀口Rx及相应的调节控制回路,要按照油源的不同,选择不同的回路形式。与压力调节相类似,流量调节也有“压力源串联减压式调节”[图7.3(c)]和“流量源并联溢流式调节”[图7.3(d)]之分。

所谓“压力源串联减压式调节”是指系统用压力源(近似恒压源,如定量泵加并溢流阀)供油时,用于流量调节的阀口Rx与负载Z相串联,构成“RQ-Rx-Z”串联回路,此时阀口Rx称为减压阀口。当负载压力PL波动引起负载流量QL变化时,流量传感器RQ上的压力差PQ也会发生变化,以此为节制依据,调节减压阀口Rx开口度,使流量传感器上压力差朝着误差减小的方向变化,从而补偿流量的波动,维持负载流量QL基本永恒固定。据此道理设计而成的流量阀称为“调速阀”。

图7.3流量的“压差法”测量与反馈

(a)“压差法”流量传感器;(b)节制方框图;

(c)压力源串联减压式调节;(d)流量源并联溢流式调节

“流量源并联溢流式调节”则是指系统用流量源(如定量泵)供油时,用于流量调节的阀口Rx应与负载Z相并联(此时流量传感器RQ与负载Z串联),构成并联分流回路才能调节负载流量QL的大小。此时阀口Rx称为溢流阀口。当负载压力PL波动引起负载流量QL变化时,流量传感器RQ上的压力差PQ也会发生变化,以此作为节制信号,调节溢流阀口Rx的开口度,使流量传感器上压力差朝着误差减小的方向变化,从而补偿流量的波动,维持负载流量QL基本永恒固定。据此道理设计而成的流量阀称为“溢流节流阀”。

与压力阀类似,流量阀中流量负反馈也有直动型和先导型之分,但具体结构多为直动型。

7.2.2流量的“位移法”(Displacement Method)测量

图7.4(a)所示为“位移法”流量传感器。与“压差法”相反,本方法是在主油路中串联一个压差PQ基本永恒固定(通过与弹簧预压力均衡而永恒固定),但节流平面或物体表面的大A0可变的节流口RQ作为流量的一次传感器。因传感器的压差永恒固定,故液阻RQ及传感器阀芯位移xQ将随负载流量QL而变化,受控流量信号相应地转换成传感器的位移信号xQ。按照节流口流量公式 ,有

若将流量传感器做成线性传感器,令 ,则

(7.3)

式中,C、C0、K0均为常数,即负载流量QL将与传感器的位移成比例。

图7.4流量的“位移法”测量与反馈

(a)“位移法”流量传感器;(b)节制方框图;(c)串联型“位移法”流量负反馈结构道理图

为了将一次传感器的位移信号转换成便于比较的力信号,再设置一个传感弹簧KQ作为位移-力转换的二次传感器,将一次传感器输出的位移xQ联接到该弹簧的一端,将位移xQ作为弹簧压缩量,即可将流量QL转换成与之成比例的弹簧压缩力FQ。FQ即为反馈。因此,定压差的可变液阻RQ和位移测量弹簧一起构成为了具有“流量-位移-力负反馈”的所谓“位移法”流量传感器。这种传感器的特点是线性好,但结构复杂,常用于比例流量阀[图7.4(c)]。

“位移法”流量负反馈除传感器不同外,其余部分与“压差法”相同,也有“压力源串联减压式调节”与“流量源并联溢流式调节”两种形式。

7.3节流阀 Throttle Valve

节流阀是通过改变节流截面或节流长度以节制流体流量的阀;将节流阀和单向阀(Check Valve)并联则可组合成单向节流阀(Throttle Check Valves)。节流阀和单向节流阀是简略单纯的流量节制阀,在定量泵(Fixed Displacement Pump)液压系统中,节流阀和溢流阀(Pressure Relief Valve)配合,可构成三种节流调速系统,即进油路节流调速系统、回油路节流调速系统和旁路节流调速系统。节流阀没有流量负反馈功能,不克不及补偿由负载变化所造成的速度不稳定,一般仅用于负载变化半大或对速度稳定性要求不高的场合。

按其功用,具有节流功能的阀有节流阀、单向节流阀、紧密节流阀、节流截止阀(Shut-off Throttle Valve)和单向节流截止阀等;按节流口的结构形式,节流阀有针式、沉割槽式、偏心槽式、锥阀式、三角槽式、薄刃式等多种;按其调节功能,又可将节流阀分为简式和可调式两种。

所谓简式节流阀通常是指在高压下调节困难的节流阀,由于其对作用于节流阀芯上的液压力没有采取均衡措施,当在高压下工作时,调节力矩很大,因而必须在无压(或低压)下调节;相反,可调式节流阀在高压下容易调节,它对作用于其阀芯上的液压力采取了均衡措施.因而无论在何种工作状况下举行调节,调节力矩都较小。

对节流阀的性能要求是:

·流量调节范围大,流量一压差变化光滑;

·内走漏量小,如有外走漏油口,外走漏量也要小;

·调节力矩小,动作灵敏。

7.3.1节流阀 Throttle Valve

节流阀的结构和职能符号如图7.5所示。压力油从进油口P1流入,经节流口从P2流出。节流口的形式为轴向三角沟槽式。作用于节流阀芯上的力是均衡的,因而调节力矩较小,便于在高压下举行调节。当调节节流阀的手轮时,可通过顶杆推动节流阀芯向下移动.节流阀芯的复位靠弹簧力来实现;节流阀芯的上下移动改变着节流口的开口量,从而实现对流体流量的调节。

图7.6所示节流阀是一种具有螺旋曲线开口和薄刃式结构的紧密节流阀。阀套上开有节流窗口,阀芯2与阀套3上的窗口般配后,构成为了具有某种形状的薄刃式节流孔口。转动手轮1(此手轮可用顶部的钥匙来锁定)和节流阀芯后,螺旋曲线相对套筒窗口升高或降低,改变节流平面或物体表面的大,即可实现对流量的调节。因而其调节流量受温度变化的影响较小。节流阀芯上的小孔对阀芯两头的液压力有一定的均衡作用,故该阀的调节力矩较小。

7.3.2单向节流阀Throttle Check Valves

图7.7为单向节流阀的结构图和职能符号,它把节流阀芯分成为了上阀芯和下阀芯两部分。当流体正向流动时,其节流过程与节流阀是一样的,节流缝隙的大小可通过手柄举行调节;当流体反向流动时,靠油液的压力把阀芯4压下,下阀芯起单向阀作用,单向阀打开,可实现流体反向自由流动。

图 7.5轴向三角槽式节流阀

l—顶盖(Top Cover);2—导套(Guide Sleeve);3—阀体(Valve Body);4—阀芯(Spool);5—弹簧(Spring);6—底盖(Bottom Cover)。

图 7.6螺旋曲线开口式节流阀

1—手轮(Handwheel);2—阀芯;3—阀套(Valve Pocket);4—阀体

图7.7单向节流阀

l—顶盖;2—导套;3—上阀芯;4—下阀芯;5—阀体;6—复位弹簧;7—底座

7.4 调速阀 Flow Control Valve

按照“流量负反馈”道理设计而成的流量阀称为调速阀。按照“串联减压式”和“并联溢流式”之差别,又分为调速阀和溢流节流阀两种首要类型,调速阀中又有普通调速阀和温度补偿型调速阀两种结构。调速阀和节流阀在液压系统中的应用基本相同,首要与定量泵、溢流阀构成节流调速系统。调节节流阀的开口平面或物体表面的大,便可调节执行元件的运动速度。节流阀适用于一般的节流调速系统,而调速阀适用于执行元件负载变化大而运动速度要求稳定的系统中,也可用于容积节流调速回路中。

7.4.1 串联减压式调速阀的工作道理

采用“压差法”测量流量的串联减压式调速阀是由定差减压阀(Reducing Valve)2和节流阀4串联而成的组合阀,其工作道理及职能符号如图7.8所示。节流阀4充当流量传感器,节流阀口不变时,定差减压阀2作为流量补偿阀口,通过流量负反馈,自动稳定节流阀前后的压差,保持其流量不变。因节流阀(传感器)前后压差基本不变,调节节流阀口平面或物体表面的大时,又可以人为地改变流量的大小。

图7.8调速阀的工作道理和职能符号

(a)结构道理图;(b)符号;(c)简化符号(d)反馈道理

设减压阀的进口压力为P1,负载串接在调速阀的出口P3处。节流阀(流量-压差传感器)前、后的压力差P2-P3代表着负载流量的大小,P2和P3作为流量反馈信号分别引到减压阀阀芯两头(压差-力传感器)的测压活塞上,并与定差减压阀芯一端的弹簧(充当指令元件)力相均衡,减压阀芯均衡在某一位置。减压阀芯两头的测压活塞做得比阀口处的阀芯更粗的原因是为了增大反馈力以克服液动力和摩擦力的不利影响。

当负载压力P3增大引起负载流量和节流阀的压差(P2-P3)变小时,作用在减压阀芯右(下)端的压力差也随之减小,阀芯右(下)移,减压口加大,压降减小,使P2也增大,从而使者流阀的压差(P2-P3)保持不变;反之亦然。如许就使调速阀的流量永恒固定不变(不受负载影响)。

上述调速阀是先减压后节流的结构。也可以设计成先节流后减压的结构。两者的工作道理基本相同。

图7.9温度补偿道理图

l-手柄(Hand Lever);2-温度补偿杆(Temperature Compensation Spool);3-节流口(Orifice);4-节流阀芯(Throttling Spool)

7.4.2温度补偿调速阀 Temperature Compensated Flow-control Valve

普通调速阀的流量虽然已能基本上不受外部载荷变化的影响,可是当流量较小时,节流口的通流平面或物体表面的大较小,这时候节流孔的长度与通流断面的水力半径的比率相对地增大,因而油的粘度(Viscidity)变化对流量变化的影响也增大,所以当油温升高后油的粘度变小时,流量仍会增大。为了减小温度对流量的影响,常采用带温度补偿的调速阀。温度补偿调速阀也是由减压阀和节流阀两部分构成。减压阀部分的道理和普通调速阀相同。节流阀部分在结构上采取了温度补偿措施,如图7.9所示,其特点是节流阀的芯杆(即温度补偿杆)2由热膨胀系数较大的质料(如聚氯乙烯分子化合物塑料)制成,当油温升高时,芯杆热膨胀使者流阀口关小,正好能抵消由于粘性降低使流量增加的影响。

7.4.3溢流节流阀Flow Control Valves with Relief Valve Compensation

溢流节流阀与负载相并联,采用并联溢流式流量负反馈,可以以为它是由定差溢流阀和节流阀并联构成的组合阀。其中节流阀充当流量传感器(Flow Sensor) ,节流阀口不变时,通过自动调节起定差作用的溢流口的溢流量来实现流量负反馈,从而稳定节流阀前后的压差,保持其流量不变。与调速阀一样,节流阀(传感器)前后压差基本不变,调节节流阀口时,可以改变流量的大小。溢流节流阀能使系统压力随负载变化,没有调速阀中减压阀口的压差损失,功率损失小,是一种较好的节能元件,但流量稳定性略差一些,尤其在小流量工况下更为明显。因此溢流节流阀一般用于对速度稳定性要求相对较高,而且功率较大的进油路节流调速系统。

图7.10 溢流节流阀

(a)结构图;(b)详细符号;(c)简化符号;(d)反馈道理图

1-安全阀(Safety Valve);2-节流阀(Throttle Valve);3一溢流阀(Relief Valve)

图7.10为溢流节流阀的工作道理图和图形符号。溢流节流阀有一个进口P1、一个出口P2、和一个溢流口T,因而有时也称之为三通流量节制阀。来自液压泵的压力油P1,一部分经节流阀进入执行元件,另一部分则经溢流阀回油箱。节流阀的出口压力为P2,P1和P2分别作用于溢流阀阀芯的两头,与上端的弹簧力相均衡。节流阀口前后压差即为溢流阀阀芯两头的压差,溢流阀阀芯在液压作用力和弹簧力的作用下处于某一均衡位置。当执行元件负载增大时,溢流节流阀的出口压力P2增加,于是作用在溢流阀阀芯上端的的液压力增大,使阀芯下移,溢流口减小,溢流阻力增大,导致液压泵出口压力P1增大,即作用于溢流阀阀芯下端的液压力随之增大,从而使溢流阀阀芯两头受力恢复均衡,节流阀口前后压差(P1—P2)基本保持不变,通过节流阀进入执行元件的流量可保持稳定,而不受负载变化的影响。这种溢流节流阀上还附有安全阀,以免系统过载。

7.5 分流阀 Flow Divider Valve

分流阀又称为同步阀(Synchronous Valve),它是分流阀、集流阀和分流集流阀的总称。

分流阀的作用是使液压系统中由同一个油源向两个以上执行元件供应相同的流量(等量分流),或按一定比例向两个执行元件供应流量(比例分流),以实现两个执行元件的速度保持同步或定比关系。集流阀的作用,则是从两个执行元件网络等流量或按比例的回油量,以实现其间的速度同步或定比关系。分流集流阀则兼有分流阀和集流阀的功能。它们的图形符号如图7.11所示。

图7.11分流集流阀符号

(a)分流阀(Flow Dividers);(b)集流阀(Flow Combiners);

(c)分流集流阀(Flow Dividers and Combiners)

7.5.1 分流阀Flow Dividers valve

图7.12(a)所示为等量分流阀的结构道理图,它可以看作是由两个串联减压式流量节制阀结合为一体构成的。该阀采用“流量-压差-力”负反馈,用两个平面或物体表面的大相称的固定节流孔1、2作为流量一次传感器,作用是将两路负载流量Q1、Q2分别转化为对应的压差值Δp1和Δp2。代表两路负载流量Q1和Q2大小的压差值Δp1和Δp2同时反馈到公共的减压阀芯6上,相互比较后驱动减压阀芯来调节Q1和Q2大小,使之趋于相称。

图7.12分流阀的工作道理

(a)分流阀的结构道理图;(b)节流边设计在内侧的分流阀;(c)节流边设计在外侧的分流阀

1、2—固定节流孔(Fixed Orifice);三、4—减压阀的可变节流口(Adjustable Orifice);5—阀体;6—减压阀;7—弹簧

工作时,设阀的进口油液压力为p0,流量为Q0,进入阀后分两路分别通过两个平面或物体表面的大相称的固定节流孔1、2,分别进入减压阀芯环形槽a和b,然后由两减压阀口(可变节流口)三、4经 出油口I和Ⅱ通往两个执行元件,两执行元件的负载流量分别为Q1、Q2,负载压力分别为p三、p4。如果两执行元件的负载相称,则分流阀的出口压力p3=p4,因为阀中两支流道的尺寸完全对称,所以输出流量亦对称,Q1=Q2=Q0/2,且p1=p2。当由于负载不对称而出现p3≠p4,且设p3>p4时,Q1肯定小于Q2,导致固定节流孔1、2的压差Δp1p2,p1>p2,此压差反馈至减压阀芯6的两头后使阀芯在不对称液压力的作用下左移,使可变节流口3增大,节流口4减小,从而使Q1增大,Q2减小,直至Q1≈Q2为止,阀芯才在一个新的均衡位置上稳定下来。即输往两个执行元件的流量相称,当两执行元件尺寸完全相同时,运动速度将同步。

按照节流边及反馈测压面的不同布置,分流阀有图7.12(b)、(c)所示两种不同的结构。

7.5.2 集流阀Flow Combiner Valve

图7.13所示为等量集流阀的道理图,它与分流阀的反馈体式格局基本相同,不同之处为:

(1)分流阀装在两执行元件的回油路上,将两路负载的回油流量汇集在一起回油;

(2)分流阀的两流量传感器共进口压力p0,流量传感器的通过流量Q1(或Q2)越大,其出口压力p1(或p2)反而越低;集流阀的两流量传感器共出口O,流量传感器的通过流量Q1(或Q2)越大,其进口压力p1(或p2)则越高。因此集流阀的压力反馈方向正好与分流阀相反;

⑶集流阀只能保证执行元件回油时同步。

图7.13集流阀的工作道理

7.5.3 分流集流阀 Flow Dividers and Combiners valve

分流集流阀又称同步阀,它同时具有分流阀和集流阀两者的功能,能保证执行元件进油、回油时均能同步。

图7.14为挂钩式分流集流阀的结构道理图。分流时,因p0>p1(或p0>p2),此压力差将两挂钩阀芯1、2推开,处于分流工况,此时的分流可变节流口是由挂钩阀芯1、2的内棱边和阀套5、6的外棱边构成;集流时,因p0

图7.14 分流集流阀

(a)结构图;(b)分流且时的工作道理;(c)集流且时的工作道理

1、2—固定节流孔;三、4—可变节流口;5、6—阀芯

7.5.4 分流阀精度及影响分流阀精度的因素

分流阀的分流精度高低可用分流误差ξ的大小来表示

一般分流阀的分流精度为2%～5%,其值的大小与进口流量的大小和两出口油液压差的大小有关。分流阀的分流精度还与使用情况有关,如果使用方法适当,可以提高其分流精度,使用方法不适当,会降低分流精度。

影响分流精度的因素有以下几方面

(1) 固定节流孔的压差太小时,分流成效差,分流精度低。压差大时,分流成效好,也比较稳定。但压差太大时又带来分流阀的压力损失大。希望在保证一定的分流精度下,压力损失尽量小一些。推荐固定节流孔的压差不低于0.5～1MPa。

(2) 两个可变节流孔处的液动力和阀芯与阀套间的摩擦力不完全相称而孕育发生的分流误差。

⑶ 阀芯两头弹簧力不相称引起的分流误差。

⑷ 两个固定节流孔几何尺寸误差带来的分流误差。

必须指出:在采用分流(集流)阀构成的同步系统中,液压缸的加工误差及其走漏、分流阀然后设置的其它阀的外部走漏、油路中的走漏等,虽然对分流阀本身的分流精度没有影响,但对系统中执行元件的同步精度却有直接影响。

7.6 插装阀(Cartridge Valve)、比例阀(Proportional Valves)、伺服阀(Servo Valves)

7.6.1插装阀Cartridge Valve

插装阀(逻辑阀),是一种较新型的液压元件,它的特点是通流能力大,密封性能好,动作灵敏、结构简单,因而首要用于流量较大系统或对密封性能要求较高的系统。

图7.15插装阀逻辑单元

(a)结构道理图;(b)图形符号

图7.16 插装阀的构成

1—先导节制阀(Pilot Control Valve);2—节制盖板(Control Cover);3—逻辑单元(Logic cell)(主阀)、4—阀块体(Manifold Block)

(1)插装阀的工作道理

插装阀的结构及图形符号如图7.15所示。它由节制盖板、插装单元(由阀套、弹簧、阀芯及密封件构成)、插装块体和先导节制阀(如先导阀为二位三通电磁换向阀,见图7.16)构成。由于这种阀的插装单元在回路中首要起通、断作用,故又称二通插装阀。二通插装阀的工作道理至关于一个液控单向阀。图中A和B为主油路仅有的两个工作油口,K为节制油口(与先导阀相接)。当K口无液压力作用时,阀芯受到的向上的液压力大于弹簧力,阀芯开启,A与B相通,至于液流的方向,视A、B口的压力大小而定。反之,当K口有液压力作用时,且K口的油液压力大于A和B口的油液压力,才能保证A与B之间关闭。

插装阀与各种先导阀组合,便可构成方向节制阀、压力节制阀和流量节制阀。

(2)方向节制插装阀 Direction Control Cartridge Valve

图7.17 插装阀用作方向节制阀

(a)单向阀(Chack Valve);(b)二位二通阀(2-Position 2-Way Valve);(c)二位三通阀(2-Position 3-Way Valve);(d)二位四通阀(2-Position 4-Way Valve)

图7.18 插装阀用作压力节制阀

(a)溢流阀(Pressure Relief Valve);(b)电磁溢流阀(Solenoid Pressure relief Valve)

插装阀构成各种方向节制阀如图 7.17所示。图 7.17(a)为单向阀,当pA>pB时,阀芯关闭,A与B不通;而当 pB>pA时,阀芯开启,油液从 B流向 A。图 7.17(b)为二位二通阀,当二位三通电磁阀断电时,阀芯开启,A与B接通;电磁阀通电时,阀心关闭,A与B不通。图7.17(c)为二位三通阀,当二位四通电磁阀断电时,A与T接通;电磁阀通电时,A与P接通。图7.17(d)为二位四通阀,电磁阀断电时,P与B接通,A与T接通;电磁阀通电时,P与A接通,B与T接通。

⑶压力节制插装阀 Pressure Control Cartridge Valve

插装阀构成压力节制阀如图7.18所示。在图7.18(a)中,如B接油箱,则插装阀用作溢流阀,其道理与先导式溢流阀相同。如B接负载时,则插装阀起顺序阀作用。图7.18(b)所示为电磁溢流阀,当二位二通电磁阀通电时起卸荷作用。

⑷流量节制插装阀 Flow Control Cartridge Valve

二通插装节流阀的结构及图形符号如图7.19所示。在插装阀的节制盖板上有阀芯限位器,用来调节阀芯开度,从而起到流量节制阀的作用。若在二通插装阀前串联一个定差减压阀,则可构成二通插装调速阀。

图7.19插装节流阀

(a)结构图;(b)图形符号

7.6.2电液比例阀Electro-hydraulic Proportional Valves

电液比例阀是一种按输入的电气信号连续地、按比例地对油液的压力、流量或方向举行远距离节制的阀。与手动调节的普通液压阀相比,电液比例节制阀可以或许提高液压系统参数的节制水平;与电液伺服阀相比,电液比例节制阀在某些性能方向稍差一些,但它结构简单、成本低,所以它广泛应用于要求对液压参数举行连续节制或程序节制,但对节制精度和动态特性要求不太高的液压系统中。

电液比例节制阀的构成,从道理上讲至关于在普通液压阀上,装上一个比例电磁石以代替原有的节制(驱动)部分。按照用途和工作特点的不同,电液比例节制阀可以分为电液比例压力阀、电液比例流量阀和电液比例方向阀三大类。底下对三类比例阀作简要介绍。

(1)比例电磁石 Proportional Solenoids

比例电磁石是一种直流电磁石(Direct Current Solenoids),与普通换向阀用电磁石的不同首要在于,比例电磁石的输出推力与输入的线圈电流基本成比例。这一特性使比例电磁石可作为液压阀中的信号给定元件。

普通电磁换向阀所用的电磁石只要求有吸合和断开两个位置,并且为了增加吸力,在吸合时磁路中几乎没有气隙。而比例电磁石则要求吸力(或位移)和输入电流成比例,并在衔铁的全部工作位置上,磁路中保持一定的气隙。图7.20所示为比例电磁石的结构图。

图7.20比例电磁石

1—轭铁(Yoke Iron);2—线圈(Coil);3—限位环(Spacing Ring);4—隔磁环(Isolation Ring);5—壳体(Housing);6—内盖(Inner Shroud);7—盖(Cover);8—调节螺丝(Adjusting Screw);9—弹簧;10—衔铁(Armature Iron);11—(隔磁)支承环Supporting Ring);12—导向套(Guide Sleeve)

(2)电液比例溢流阀 Electro-hydraulic Proportional Relief Valves

图7.21 比例溢流阀的结构及图形符号

(a)结构图;(b)符号

1—阀座(Valve Seat);2—先导锥阀(Pilot Cone Valve);3—轭铁;4—衔铁;5—弹簧;6—推秆(Push Rod);7—线圈;8—弹簧;9—先导阀

用比例电磁石代替先导型溢流阀导阀的手调装配(调压手柄),便成为先导型比例溢流阀,如图7.21所示。该阀下部与普通溢流阀的主阀相同,上部则为比例先导压力阀。该阀还附有一个手动调整的安全阀(先导阀)9,用以限制比例溢流阀的最高压力。以避免因电子摄谱仪发生故障使得节制电流过大,压力跨越系统允许最大压力的可能性。比例电磁石的推杆向先导阀芯施加推力,该推力作为先导级压力负反馈的指令信号。随着输入电信号强度的变化,比例电磁石的电磁力将随之变化,从而改变指令力P指的大小,使锥阀的开启压力随输入信号的变化而变化。若输入信号连续地、按比例地或按一定程序变化,则比例溢流阀所调节的系统压力也连续地、按比例地或按一定的程序举行变化。因此比例溢流阀多用于系统的多级调压或实现连续的压力节制。直动型比例溢流阀作先导阀与其它普通的压力阀的主阀相配,便可构成先导型比例溢流阀、比例顺序阀和比例减压阀。图7.22为先导型比例溢流阀的工作道理简图。

图7.22 先导型比例溢流阀的工作道理简图

⑶比例方向节流阀 Proportional Direction Flow Control Valve

用比例电磁石代替电磁换向阀中的普通电磁石,便构成直动型比例方向节流阀,如图7.23所示。由于使用了比例电磁石,阀芯不仅可以换位,而且换位的行程可以连续地或按比例地变化,因而连通油口间的通流平面或物体表面的大也可以连续地或按比例地变化,所以比例方向节流阀不仅能节制执行元件的运动方向,而且能节制其速度。

图7.23 带位移传感器的直动型比例方向节流阀

部分比例电磁石前端还附有位移传感器(Displacement Sensor)(或称差动变压器),这种比例电磁石称为行程节制比例电磁石。位移传感器能准确地标定电磁石的行程,并向放大器发出电反馈信号。电放大器将输入信号和反馈信号加以比较后,再向电磁石发出纠正信号以补偿误差,因此阀芯位置的节制更加精确。

⑷电液比例调速阀 Electro-hydraulic Proportional Flow Control Valves

用比例电磁石代替节流阀或调速阀的手调装配,以输入电信号节制节流口开度,便可连续地或按比例地远程节制其输出流量,实现执行部件的速度调节。图7.24是电液比例调速阀的结构道理及图形符号。图中的节流阀芯由比例电磁石的推杆操纵,输入的电信号不同,则电磁力不同,推杆受力不同,与阀芯左端弹簧力均衡后,便有不同的节流口开度。由于定差减压阀已保证了节流口前后压差为定值,所以一定的输入电流就对应一定的输出流量,不同的输入信号变化,就对应着不同的输出流量变化。

图7.24 比例调速阀

7.6.3 电液伺服阀 Electro-hydraulic Servo Valves

电液伺服阀是一种比电液比例阀的精度更高、响应更快的液压节制阀。其输出流量或压力受输入的电气信号节制,首要用于高速闭环液压节制系统,而比例阀多用于响应速度相对较低的开环节制系统中。伺服阀价格较高,对过滤精度的要求也较高。电液伺服阀和电液伺服系统中复杂的动态过程无法用三言两语加以描述,那是别的一门课程,这里仅对电液伺服阀工作道理作简要介绍。

电液伺服阀多为两级阀,有压力型伺服阀(Pressure Servo Valve)和流量型伺服阀(Flow Servo Valve)之分,绝大部分伺服阀为流量型伺服阀。在流量型伺服阀中,要求主阀芯的位移XP与的输入电流信号I成比例,为了保证主阀芯的定位节制,主阀和先导阀之间设有位置负反馈,位置反馈的形式首要有直接位置反馈(Direct Position Feedback)和位置-力反馈(Position-force Feedback)两种。

(1)直接位置反馈型电液伺服阀 Direct Position Feedback Electro-hydraulic Servo Valves

直接位置反馈型电液伺服阀的主阀芯与先导阀芯构成直接位置比较和反馈,其工作道理如图7.25所示。

图中,先导阀直径较小,直接由动圈式力马达的线圈驱动,力马达的输入电流约为0～±300mA。当输入电流I=0时,力马达线圈的驱动力Fi=0,先导阀芯位于主阀零位没有运动;当输入电流逐步加大到I=300mA时,力马达线圈的驱动力也逐步加大到约为40N,压缩力马达弹簧后,使先导阀芯孕育发生位移约为4mm;当输入电流改变方向,I=-300mA时,力马达线圈的驱动力也变成约-40N,带动先导阀芯孕育发生反向位移约-4mm。上述过程说明先导阀芯的位移x芯与输入电流I成比例,运动方向与电流方向保持一致。先导阀芯直径小,无法节制系统中的大流量;主阀芯的阻力很大,力马达的推力又不足以驱动主阀芯。处理完成的办法是,先用力马达比例地驱动直径小的导阀芯,再用位置随动(直接位置反馈)的办法让主阀芯等量追随先导阀运动,最后达到用小信号比例地节制系统中的大流量之目的。

图7.25 直接位置反馈型电液伺服阀的工作道理图

设计时,将主阀芯两头容腔看成为驱动主阀芯的对称双作用液压缸,该缸由先导阀供油,以节制主阀芯上下运动。由于先导阀芯直径小,加工困难,为了降低加工难度,可将先导阀上用于节制主阀芯上下两腔的进油阀口由两个固定节流孔代替,如许先导阀可看成是由两个带固定节流孔的半桥构成的全桥。为了实现直接位置反馈,将主阀芯((The Main Spool)、驱动油缸(Driving Cylinder)、先导阀阀套(The Pilot Valve Pocket)三者做成一体,因此主阀芯位移xP(被控位移)反馈到先导阀上,与先导阀套位移x套相称。当导阀芯在力马达的驱动下向上运动孕育发生位移x芯时,导阀芯与阀套之间孕育发生开口量x芯-x套,主阀芯上腔的回油口打开,压差驱动主阀芯自下而上运动,同时先导阀口在反馈的作用下逐步关小。当导阀口关闭时,主阀停止运动且主阀位移xP=x套=x芯。反向运动亦然。在这种反馈中,主阀芯等量追随先导阀运动,故称为直接位置反馈。

图7.26(a)是DY系列直接位置反馈型电液伺服阀的结构图。上部为动圈式力马达,下部是两级滑阀装配。压力油由P口进入,A、B口接执行元件,T口回油。由动圈7带动的小滑阀6与空心主滑阀4的内孔配合,动圈与先导滑阀固连,并用两个弹簧8、9定位对中。小滑阀上的两条节制边与主滑阀上两个横向孔形成两个可变节流口11、12。P口来的压力油除经主控油路外,还经过固定节流口三、5和可变节流口11、12,先导阀的环形槽和主滑阀中部的横向孔到了回油口,形成如图7.26(b)所示的前置液压放大器油路(桥路)。显然,前置级液压放大器是由具有两个可变节流口11、12的先导滑阀和两个固定节流口三、5组合而成的。桥路中固定节流口与可变节流口连接的节点a、b分别与主滑阀上、下两个台肩端面连通,主滑阀可在节点压力作用下运动。均衡位置时,节点a、b的压力相同,主滑阀保持不动。如果先导滑阀在动圈作用下向上运动,节流口11加大,12减小,a点压力降低,b点压力上涨,主滑阀随之向上运动。由于主滑阀又兼作先导滑阀的阀套(位置反馈),故当主滑阀向上移动的距离与先导滑阀一致时,停止运动。同样,在先导滑阀向下运动时,主滑阀也随之向下移动相同的距离。故为直接位置反馈系统。这种情况下,动圈只需带动小滑阀,力马达的结构尺寸就不至于太大。

图7.26DY型电液伺服阀

(a)结构图;(b)前置级液压放大器抽路;(c)电液伺服阀符号

1—阀体;2—阀座;三、5—固定节流口(Fixed Orifice);4—主滑阀(Main Sliding Valve);6—先导阀;7—线圈(动圈);8—下弹簧;9—上弹簧;10—永久磁铁(Magnet)(永久磁石);11、12—可变节流口(Adjustable Orifice)

以滑阀作前置级的优点是:功率放大系数大,适合于大流量节制。其缺点是:滑阀阀芯受力较多、较大,因此要求驱动力大;由于摩擦力大,使分辩率(Resolution)和滞环(Hysteresis)增大;因运动部分质量大,动态响应慢;公役要求严,制造成本高。

(2)喷嘴儿挡板式力反馈电液伺服阀 Electro-hydraulic Servo Valve with Nozzle Flapper and Force Feedback

喷嘴儿挡板式电液伺服由电磁(Electro-magnetic)和液压(Hydraulic)两部分构成,电磁部分是一个动铁式力矩马达(Moving-iron Torque Motor),液压部分为两级。第一级是双喷嘴儿挡板阀(Double Nozzle Flapper Valve),称前置级(先导级);第二级是四边滑阀,称功率放大级(Power Amplifier Stage)(主阀)。

由双喷嘴儿挡板阀构成的前置级如图7.27所示,它由两个固定节流孔、两个喷嘴儿和1个挡板构成。两个对称配置的喷嘴儿共用一个挡板,挡板和喷嘴儿之间形成可变节流口,挡板一般由扭轴或弹簧支承,且可绕支点偏转,挡板的由力矩马达驱动。当挡板上没有作用输入信号时,挡板处于中间位置——零位,与两喷嘴儿之距均为x0,此时两喷嘴儿节制腔的压力P1与P2相称。当挡板转动时,两个节制腔的压力一边升高,另一边降低,就有负载压力PL(PL=P1-P2)输出。双喷嘴儿挡板阀有四个通道(一个供油口,一个回油口和两个负载口),有四个节流口(两个固定节流孔和两个可变节流孔),是一种全桥结构。

图7.27由双喷嘴儿挡板阀构成的前置级

力反馈型喷嘴儿挡板式电液伺服的工作道理如图7.28所示。主阀芯两头容腔可看成是驱动主滑阀的对称油缸,由先导级的双喷嘴儿挡板阀节制。挡板5的下部延伸一个反馈弹簧杆11,并通过一钢球与主阀芯9相连。主阀位移通过反馈弹簧杆转化为弹性变形力作用在挡板上与电磁力矩相均衡(即力矩比较)。当线圈13中没有电流通过时,力矩马达无力矩输出,挡板5处于两喷嘴儿中间位置。当线圈通入电流后,衔铁3因受到电磁力矩的作用偏转角儿度θ,由于衔铁固定在弹簧管12上,这时候,弹簧管上的挡板也偏转相应的θ角,使挡板与两喷嘴儿的间隙改变,如果右面间隙增加,左喷嘴儿腔内压力升高,右腔压力降低,主阀芯9(滑阀芯)在此压差作用下右移。由于挡板的下端是反馈弹簧杆11,反馈弹簧杆下端是球头,球头嵌放在滑阀9的凹槽内,在阀芯移动的同时,球头通过反馈弹簧杆带动上部的挡板一起向右移动,使右喷嘴儿与挡板的间隙逐渐减小。当作用在衔铁-挡板组件上电磁力矩与作用在挡板下端因球头移动而孕育发生的反馈弹簧杆变形力矩(反馈力)达到均衡时,滑阀便不再移动,并使其阀口一直保持在这一开度上。该阀通过反馈弹簧杆的变形将主阀芯位移反馈到衔铁-挡板组件上与电磁力矩举行比较而构成反馈,故称力反馈式电液伺服阀。

通过线圈的节制电流越大,使衔铁偏转的转矩、挡板挠曲变形、滑阀两头的压差以及滑阀的位移量越大,伺服阀输出的流量也就越大。

图7.28喷嘴儿挡板式电液伺服阀

1—永久磁石(Permanent Magnet);2、4—导磁体(Magnetic Conductor);3—衔铁(Armature Iron);5—挡板(Flapper);6—喷嘴儿(Nozzle);7—固定节流孔(Fixed Orifice);8—滤油器(Filter);9—滑阀(Sliding Spool);10—阀体;11—反馈弹簧杆(Feedback Spring Bar);12—弹簧管(Spring Tube);13—线圈(Coil)

⑶电液伺服阀的应用 The Application of Electro-hydraulic Servo Valve

电液伺服阀目前广泛应用于要求高精度节制的自动节制设备中,用以实现位置节制、速度节制和力的节制等。

图7.29电液伺服位置节制道理图

图7.29所示是用电液伺服阀准确节制工作台位置的节制道理图。要求工作台的位置随节制电位器(Potentiometer)触点位置(Contactor)的变化而变化。触点的位置由节制电位器转换成电压(Voltage)。工作台的位置由反馈电位器检测,并转换成电压。当工作台的位置与节制触点的相应位置有误差时,通过桥式电路即可获得该误差值的误差电压。若工作台位置落后于节制触点的位置时,误差电压为正值,送入放大器(Amplifier),放大器便输出一正向电流给电液伺服阀。伺服阀给液压缸一正向流量,推动工作台正向移动,减小误差,直至工作台与节制触点相应位置吻合时,伺服阀输入电流为零,工作台停止移动。当误差电压为负值时,工作台反向移动,直至消弭误差时为止。如果节制触点连续变化,则工作台的位置也随之连续变化。

8 8液压基本回路

BASIC HYDRAULIC CIRCUIT

8.1快速运动回路 Rapid Motion Circuit

快速运动回路的功用在于使执行元件获得尽可能大的工作速度,以提高劳动生产率并使功率得到合理的利用。实现快速运动可以有几种方法,这里仅介绍液压缸差动连接的快速运动回路和双泵供油的快速运动回路。

8.1.1 液压缸差动连接的快速运动回路 Regenerative Circuit

如图8.1所示,换向阀2处于原位时,液压泵1输出的液压油同时与液压缸3的左右两腔相通,两腔压力相称。由于液压缸无杆腔的有效平面或物体表面的大A1大于有杆腔的有效平面或物体表面的大A2,使活塞受到的向右作用力大于向左的作用力,导致活塞向右运动。于是无杆腔排出的油液与泵1输出的油液合流进入无杆腔,亦即至关于在不增加泵的流量的前提下增加了供给无杆腔的油液量,使活塞快速向右运动。这种回路比较简单也比较经济,但液压缸的速度提速有限,差动连接与非差动连接的速度之比为 ,有时仍不克不及满足快速运动的要求,常常要乞降其它方法(如限压式变量泵)联合使用。值得注意的是:在差动回路中,泵的流量和液压缸有杆腔排出的流量合在一起流过的阀和管路应按合流流量来选择其规格,否则会孕育发生较大的压力损失,增加功率消耗。

8.1.2 双泵供油的快速运动回路 Hi-lo Pump Rapid Motion Circuit

如图8.2所示,由低压大流量泵(Low-pressure High-volume Pump)1和高压小流量泵(High-pressure Low-volume Pump)2构成的双联泵作为动力源。外控顺序阀(Unloading Valve)3和溢流阀(Relief Valve)5分别设定双泵供油和小泵2单独供油时系统的最高工作压力。当换向阀(Directional Control Valve)6处于图示位置,并且由于外负载很小,使系统压力低于顺序阀3的调定压力时,两个泵同时向系统供油,活塞快速向右运动;当换向阀6的电磁石通电,右位工作,液压缸有杆腔经节流阀(Throttle Valve)7回油箱,当系统压力达到或跨越顺序阀3的调定压力,大流量泵1通过阀3卸荷,单向阀(Check Valve)4自动关闭,只有小流量泵2单独向系统供油,活塞慢速向右运动,小流量泵2的最高工作压力由溢流阀5调定。这里应注意,顺序阀3的调定压力至少应比溢流阀5的调定压力低10%~20%。大流量泵1的卸荷减少了动力消耗,回路效率较高。这种回路常用在执行元件快进和工进速度相差较大的场合,出格是在机床中得到了广泛的应用。

图8.1液压缸差动连接的快速运动回路

图8.2双泵供油的快速运动回路

8.2调速回路 Speed Control Circuit

8.2.1调速方法概述

在液压系统中往往需要调节液压执行元件的运动速度,以适应主机的工作循环需要。液压系统中的执行元件首要是液压缸(Cylinder)和液压马达(Hydraulic Motor),其运动速度或转速与输入的流量及自身的几何参数有关。在不思量油液压缩性和走漏的情况下,液压缸的速度

液压马达的转速

式中: —输入液压缸或液压马达的流量(Flow Rate); —液压缸的有效平面或物体表面的大(Effective Area); —液压马达的排量(Displacement)。

由以上两式可以看出,要调节或节制液压缸和液压马达的工作速度,可以通过改变进入执行元件的流量来实现,也可以通过改变执行元件的几何参数来实现。对确定的液压缸来说,通过改变其有效作用平面或物体表面的大A来调速是不现实的,一般只能用改变输入液压缸流量的方法来调速。对变量马达来说,既可以用改变输入流量的办法来调速,也可通过改变马达排量的方法来调速。目前常用的调速回路首要有以下几种:

①节流调速回路采用定量泵供油,通过改变回路中流量节制元件通流截平面或物体表面的大的大小来节制输入或流出执行元件的流量,以调节其速度。

②容积调速回路通过改变回路中变量泵(Variable Displacement Pump)或变量马达(Variable Displacement Motor)的排量等体式格局来调节执行元件的运动速度。

③容积节流调速回路(联合调速):采用压力反馈式变量泵供油,由流量节制元件改变流入或流出执行元件的流量来调节速度。同时,又使变量泵的输出流量与通过流量节制元件的流量相般配。

底下首要讨论节流调速回路和容积调速回路。

8.2.2 采用节流阀的节流调速回路 Speed Control Circuit by Throttling Flow

节流调速回路按照流量节制元件在回路中安顿的位置不同,分为进油路节流调速,回油节路流调速,旁路节流调速三种基本形式,底下以定量泵-液压缸为例,分析采用节流阀的节流调速回路的机械特性、功率特性等性能。

8.2.2.1 进油路节流调速回路 Meter-in Circuit

如图8.3所示,将节流阀串联在液压泵和缸之间,用它来节制进入液压缸的流量从而达到调速的目的,称为进油路节流调速回路。在这种回路中,定量泵输出的骈枝流量通过溢流阀流回油箱。由于溢流阀有溢流,泵的出口压力pp为溢流阀的调定压力并保持定值,这是进油节流调速回路可以或许正常工作的条件。

图8.3进油路节流调速回路

图8.4 进油路节流调速回路速度负载特性曲线

(1)速度负载特性

当不思量回路中各处的走漏(Leakage)和油液的压缩(Compressibility)时,活塞运动速度为:

(8.1)

活塞受力方程为

(8.2)

式中: —外负载力; —液压缸回油腔压力,当回油腔通油箱时, »0。

于是

进油路上通过节流阀的流量方程为:

=(8.3)

于是(8.4)

式中: —与油液种类等有关的系数; —节流阀的开口平面或物体表面的大; —节流阀前后的压强差, ;m—为节流阀的指数;当为薄壁孔口时,m=0.5。

式(8.4)即为进油路节流调速回路的速度负载特性方程,它描述了执行元件的速度 与负载 之间的关系。如以 为纵坐标, 为横坐标,将式(8.4)按不同节流阀通流平面或物体表面的大 作图,可得一组抛物线(Parabola),称为进油路节流调速回路的速度负载特性曲线,如图8.4所示。

由式(8.4)和图8.4可以看出,其它条件不变时,活塞的运动速度 与节流阀通流平面或物体表面的大 成正比,调节 就能实现无级调速。这种回路的调速范围较大, 。当节流阀通流平面或物体表面的大 一定时,活塞运动速度 随着负载 的增加按抛物线规律下降。但不论节流阀通流平面或物体表面的大如何变化,当 时,节流阀两头压差为零,没有流体通过节流阀,活塞也就停止运动,此时液压泵的全部流量经溢流阀流回油箱。该回路的最大承载能力即为 。

(2)功率特性 Power and Efficiency Characteristic

调速回路的功率特性是以其自身的功率损失(Power loss)(不包括液压缸,液压泵和管路中的功率损失)、功率损失分配情况和效率来表达的。在图8.3中,液压泵输出功率即为该回路的输入功率,即:

液压缸输出的有效功率为:

,

回路的功率损失为:

=

=(8.5)

式中: —溢流阀的溢流量, 。

由式(8.5)可知,进油路节流调速回路的功率损失由两部分构成:溢流功率损失(Overflow Power Loss) 和节流功率损失(Throttle Power Loss) 。

回路的输出功率与回路的输入功率之比定义为回路的效率。进油路节流调速回路的回路效率(The Efficiency of the Circuit)为:

(8.6)

8.2.2.2 回油路节流调速回路 Meter-out Circuit

如图8.5所示,将节流阀串联在液压缸的回油路上,借助节流阀节制液压缸的排油量来调节其运动速度,称为回油路节流调速回路。

采用同样的分析方法可以得到与进油路节流调速回路相似的速度负载特性:

(8.7)

其功率特性与进油路节流调速回路相同。

图8.5回油路节流调速回路

虽然进油路和回油路节流调速的速度负载特性公式形式相似,功率特性相同,但它们在以下几方面的性能有明显差别,在选用时应加以注意。

(1) 承受负值负载的能力(The Capacity Against Overrunning load)所谓负值负载就是作用力的方向与执行元件的运动方向相同的负载。回油节流调速的节流阀在液压缸的回油腔能形成一定的背压,能承受一定的负值负载;对进油节流调速回路,要使其能承受负值负载就必须在执行元件的回油路上加上背压阀(Back Pressure Valve)。这必然会导致增加功率消耗,增大油液发热能;

(2) 运动平顺性(Speed Stability)回油节流调速回路由于回油路上存在背压,可以有效地防止空气从回油路吸入,因而低速运动时不易爬行;高速运动时不易颤振,即运动平顺性好。进油节流调速回路在不加背压阀时不具备这种特点;

⑶ 油液发热对回路的影响(Heat Influence on System)进油节流调速回路中,通过节流阀孕育发生的节流功率损失转变为热能,一部分由元件散发出去,另一部分使油液温度升高,直接进入液压缸,会使缸的内外走漏增加,速度稳定性欠好,而回油节流调速回路油液经节流阀温升后,直接回油箱,经冷却后再入系统,对系统走漏影响较小;

⑷ 启动性能(Actuating Characteristic)回油节流调速回路中若停车时间较长,液压缸回油箱的油液会走漏回油箱,重新启动时背压不克不及立即建立,会引起瞬间工作机构的前冲现象,对进油节流调速,只要在开车时关小节流阀即可避免启动冲击。

综上所述,进油路、回油路节流调速回路结构简单,价格低廉,但效率较低,只宜用在负载变化半大,低速、小功率场合,如某些机床的进给系统中。

8.2.2.3 旁油路节流调速回路 Bleed-off Flow Control Circuit

把节流阀装在与液压缸并联的支路上,利用节流阀把液压泵供油的一部分排回油箱实现速度调节的回路,称为旁油路节流调速回路。如图8.6所示,在这个回路中,由于溢流功能由节流阀来完成,故正常工作时,溢流阀处于关闭状态,溢流阀作安全阀用,其调定压力的最大负载压力的1.1~1.2倍,液压泵的供油压力 取决于负载。

图8.6旁油路节流调速回路

(1)速度负载特性

思量到泵的工作压力随负载变化,泵的输出流量 应计入泵的走漏量随压力的变化 ,采用与前述相同的分析方法可得速度表达式为:

(8.8)

式中: —泵的理论流量(Theoretical Flow Rate); —泵的走漏系数(leakage Coefficient),其余符号意义同前。

(2)功率特性

回路的输入功率

回路的输出功率

回路的功率损失

(8.9)

回路效率

(8.10)

由式(8.9)和式(8.10)看出,旁路节流调速只有节流损失,而无溢流损失,因而功率损失比前两种调速回路小,效率高。这种调速回路一般用于功率较大且对速度稳定性要求不高的场合。

使用节流阀的节流调速回路,速度受负载变化的影响比较大,亦即速度负载特性比较软,变载荷下的运动平顺性比较差。为了克服这个缺点,回路中的节流阀可用调速阀来代替。由于调速阀本身能在负载变化的条件下保证节流阀出进油口间的压强差基本不变,因而使用调速阀后,节流调速回路的速度负载特性将得到改善。但所有性能上的改进都是以加大流量节制阀的工作压差,亦即增加泵的供油压力为代价的。调速阀的工作压差一般最小须0.5MPa,高压调速阀需1.0MPa左右。

图8.7变量泵-定量马达容积调速回路

图8.8变量泵-定量马达容积调速回路工作特性曲线

8.2.3.容积调速回路 Speed Control by Using Variable Volume

容积调速回路可用变量泵供油,按照需要调节泵的输出流量,或应用变量液压马达,调节其每转排量以举行调速,也可以采用变量泵和变量液压马达联合调速。容积调速回路的首要优点是没有节流调速时通过溢流阀和节流阀的溢流功率损失和节流功率损失。所以发热少,效率高,适用于功率较大,并需要有一定调速范围的液压系统中。

容积调速回路按所用执行元件的不同,分为泵-缸式回路和泵-马达式回路。这里首要介绍泵-马达式容积调速回路。

8.2.3.1变量泵-定量马达式容积调速回路 Speed Control Circuit Using Variable Displacement Pump

图8.7为变量泵-定量马达调速回路。回路中压力管路上的安全阀(Relief Valve)4,用以防止回路过载,低压管路上连接一个小流量的辅助油泵1,以补偿泵3和马达5的走漏,其供油压力由溢流阀6调定。辅助泵与溢流阀使低压管路始终保持一定压力,不仅改善了主泵的吸油条件,而且可置换部分发热油液,降低系统温升。

在这种回路中,液压泵转速 和液压马达排量 都为恒值,改变液压泵排量 可以使马达转速 和输出功率 随之成比例地变化。马达的输出转矩 和回路的工作压力 都由负载转矩来决定,不因调速而发生改变,所以这种回路常被称为恒转矩调速回路,回路特性曲线如图8.8所示。值得注意的是,在这种回路中,因泵和马达的走漏量随负载的增加而增加,致使马达输出转速下降。该回路的调速范围 。

8.2.3.2定量泵-变量马达式容积调速回路 Speed Control Circuit Using Variable Displacement Motor

图8.9为定量泵-变量马达式容积调速回路,定量泵1的排量 不变,变量液压马达2的排量 的大小可以调节,3为安全阀,4为补油泵,5为补油泵的低压溢流阀。

图8.9定量泵-变量马达容积调速回路

图8.10定量泵-变量马达容积调速回路工作特性曲线

在这种回路中,液压泵转速 和排量 都是常值,改变液压马达排量 时,马达输出转矩的变化与 成正比,输出转速 则与 成反比。马达的输出功率 和回路的工作压力 都由负载功率决定,不因调速而发生变化,所以这种回路常被称为恒功率调速回路。回路的工作特性曲线如图8.10所示,该回路的优点是能在各种转速下保持很大输出功率不变,其缺点是调速范围小( ),因此这种调速方法往往不克不及单独使用。

8.2.3.3变量泵-变量马达式容积调速回路 Speed Control Circuit Using both Variable Displacement Pump and Variable Displacement Motor

图8.11为双向变量泵和双向变量马达构成的容积式调速回路。回路中各元件对称布置,改变泵的供油方向,就可实现马达的正反向旋转,单向阀4和5用于辅助泵3双向补油,单向阀6和7使溢流阀8在两个方向上都能对回路起过载保护作用。一般机械要求低速时输出转矩大,高速时能输出较大的功率,这种回路恰好可以满足这一要求。在低速段,先将马达排量调到最大,用变量泵调速,当泵的排量由小调到最大,马达转速随之升高,输出功率随之线性增加,此时因马达排量最大,马达能获得最大输出转矩,且处于恒转矩状态;高速段,泵为最大排量,用变量马达调速,将马达排量由大调小,马达转速继续升高,输出转矩随之降低,此时因泵处于最大输出功率状态,故马达处于恒功率状态。回路特性曲线如图8.12所示,该回路调速范围 。

图8.11变量泵-变量马达容积调速回路

图8.12变量泵-变量马达容积调速回路工作特性曲线

8.3同步回路 Synchronous Circuit

在多缸工作的液压系统中,常常会遇到要求两个或两个以上的执行元件同时动作的情况,并要求它们在运动过程中克服负载、摩擦阻力、走漏、制造精度和结构变形上的差异,维持相同的速度或相同的位移—即作同步运动。同步运动包括速度同步和位置同步两类。速度同步是指各执行元件的运动速度相同;而位置同步是指各执行元件在运动中或停止时都保持相同的位移量。同步回路就是用来实现同步运动的回路。由于负载、摩擦、走漏等因素的影响,很难做到精确同步。底下介绍的几种同步回路,只能做到基本上同步。

8.3.1液压缸机械联络的同步回路

这种同步回路是用刚性梁、齿轮、齿条等机械零件在两个液压缸的活塞杆间实现刚性联络以便来实现位移的同步。图8.13所示为液压缸机械联络的同步回路(Mechanically Synchronous Circuit),这种同步方法比较简单经济,能基本上保证位置同步的要求,但由于机械零件在制造,安装上的误差,同步精度不高。同时,两个液压缸的负载差异不宜过大,否则会造成卡死现象。

8.3.2采用调速阀的同步回路 Synchronous Circuit Using Flow Control Valve

图8.14所示是采用调速阀的单向同步回路。两个液压缸是并联的,在它们的进(回)油路上,分别串接一个调速阀,仔细调节两个调速阀的开口大小,便可节制或调节进入或自两个液压缸流出的流量,使两个液压缸在一个运动方向上实现同步,即单向同步。这种同步回路结构简单,可是两个调速阀的调节比较麻烦,而且还受油温、走漏等的影响,故同步精度不高,不宜用在偏载或负载变化频繁的场合。

图8.13用机械联络的同步回路

图8.14用调速阀的同步回路

图8.15用串联液压缸的同步回路图

8.16用同步马达的同步回路

8.3.3.用串联液压缸的同步回路 Synchronous Circuit Using Serious Cylinders

图8.15所示为带有补偿装配的两个液压缸串联的同步回路。当两缸同时下行时,若缸5活塞先到达行程端点,则挡块压下行程开关1S,电磁石3YA得电,换向阀3左位投入工作,压力油经换向阀3和液控单向阀4进入缸6上腔,举行补油,使其活塞继续下行到达行程端点。如果缸6活塞先到达端点,行程开关2S使电磁石4YA得电,换向阀3右位投入工作,压力油进入液控单向阀节制腔,打开阀4,缸5下腔与油箱接通,使其活塞继续下行达到行程端点,从而消弭累积误差(Cumulative Deviation)。这种回路允许较大偏载,偏载所造成的压差不影响流量的改变,只会导致微小的压缩和走漏,因此同步精度较高,回路效率也较高。应注意的是这种回路中泵的供油压力至少是两个液压缸工作压力之和。

8.4顺序回路 Sequencing Circuit

当用一个液压泵向几个执行元件供油时,如果这些元件需要按一定顺序依次动作,就应该采用顺序回路。如转位机构的转位和定位,夹紧机构的定位和夹紧等。

顺序动作回路,按照其节制体式格局的不同,分为行程节制、压力节制和时间节制三类。其中以前两种用的最多,这里只对前两种举行介绍。

8.4.1行程节制顺序动作回路 Mechanically Operated Sequencing Circuit

图8.17是一种采用行程开关(Limit Electric Switch)和电磁换向阀配合的顺序动作回路。操作时首先按动启动按键,使电磁石1YA得电,压力油进入油缸3的左腔,使活塞按箭头1所示方向向右运动。当活塞杆上的挡块压下行程开关6S后,通过电气上的连锁使1YA断电,3YA得电。油缸3的活塞停止运动,压力油进入油缸4的左腔,使其按箭头2所示的方向向右运动。当活塞杆上的挡块压下行程开关8S,使3YA断电,2YA得电,压力油进入缸3的右腔,使其活塞按箭头3所示的方向向左运动;当活塞杆上的挡块压下行程开关5,使2YA断电,4YA得电,压力油进入油缸4右腔,使其活塞按箭头4的方向返回。当挡块压下行程开关7S时,4YA断电,活塞停止运动,到此完成一个工作循环。

这种顺序动作回路的优点是:调整行程比较方便,改变电气节制线路就可以改变油缸的动作顺序,利用电气互锁,可以保证顺序动作的可靠性。

8.4.2压力节制顺序动作回路 Pressure Operated Sequencing Circuit

图8.18是利用压力继电器(Pressure Switch)实现顺序动作的顺序回路。按启动按键,使1YA得电,换向阀1左位工作,液压缸7的活塞向右移动,实现动作顺序1;到右端后,缸7左腔压力上涨,达到压力继电器3的调定压力时发讯,使电磁石1YA断电,3YA得电,换向阀2左位工作,压力油进入缸8的左腔,其活塞右移,实现动作顺序2;到行程端点后,缸8左腔压力上涨,达到压力继电器5的调定压力时发讯,使电磁石3YA断电,4YA得电,换向阀2右位工作,压力油进入缸8的右腔,其活塞左移,实现动作顺序3;到行程端点后,缸8右腔压力上涨,达到压力继电器6的调定压力时发讯,使电磁石4YA断电,2YA得电,换向阀1右位工作,缸7的活塞向左退回,实现动作顺序4。到左端后,缸7右端压力上涨,达到压力继电器4的调定压力时发讯,使电磁石2YA断电,1YA得电,换向阀1左位工作,压力油进入缸7左腔,自动重复上述动作循环,直至按下停止按键为止。

在这种顺序动作回路中,为了防止压力继电器在前一行程液压缸到达行程端点以前发生误动作,压力继电器的调定值应比前一行程液压缸的最大工作压力高0.3~0.5MPa,同时,为了能使压力继电器可靠地发出信号,其压力调定值又应比溢流阀的调定压力低0.3~0.5MPa。

图8.17用行程开关和电磁阀配合的顺序回路

图8.18用压力继电器实现顺序动作的顺序回路

8.5 均衡回路 Counterbalance Circuit

为了防止立式液压缸与垂直运动的工作部件由于自重而自行下落造成事故或冲击,可以在立式液压缸下行时的回路上设置适当的阻力,孕育发生一定的背压,以阻止其下降或使其平顺地下降,这种回路即为均衡回路。

8.5.1用单向顺序阀的均衡回路 Counterbalance Circuit Using Combined Check and Sequence Valve

图8.19所示是用单向顺序阀构成的均衡回路。调节单向顺序阀1的开启压力,使其稍大于立式液压缸下腔的背压。活塞下行时,由于回路上存在一定背压支承重力负载,活塞将平顺下落;换向阀处于中位时,活塞停止运动。此处的单向顺序阀又称为均衡阀(Counterbalance Valve)。这种均衡回路由于回路上有背压,功率损失较大。别的,由于顺序阀和滑阀存在内泄,活塞不成能长时间停在肆意位置,故这种回路适用于工作负载固定且活塞闭锁要求不高的场合。

8.5.2采用液控单向阀的均衡回路 Counterbalance Circuit Using Throttle Check Valve

图8.20所示是用液控单向阀的均衡回路。由于液控单向阀是锥面密封,走漏小,故其闭锁性能好。回油路上的单向节流阀2是用于保证活塞向下运动的平顺性。假如回油路上没有节流阀,活塞下行时,液控单向阀1将被节制油路打开,回油腔无背压,活塞会加速下降,使液压缸上腔供油不足,液控单向阀会因节制油路失压而关闭。但关闭后节制油路又建立起压力,又将阀2打开,致使液控单向阀时开时闭,活塞下行时很不服稳,孕育发生振动或冲击。

图8.19用单向顺序阀的均衡回路

图8.20用液控单向阀的均衡回路

8.6 卸荷回路 Pump-unloading Circuit

当系统中执行元件短时间工作时,常使液压泵在很小的功率下作空运转,而不是频繁启动驱动液压泵的原动机。因为泵的输出功率为其输出压力与输出流量之积,当其中的一项数值等于或接近于零时,即为液压泵卸荷。如许可以减少液压泵磨耗,降低功率消耗,减小温升。卸荷的体式格局有两类,一类是液压缸卸荷,执行元件不需要保持压力,另一类是液压泵卸荷,但执行元件仍需保持压力。

8.6.1执行元件不需保压的卸荷回路

8.6.1.1用换向阀中位机能的卸荷回路 Unloading Circuit Using Neutral Position of Directional Valve

图8.21用换向阀中位机能的卸荷回路

图8.22用电磁溢流阀的卸荷回路

图8.21所示为采用M型(或K型,H型)中位机能换向阀实现液压泵卸荷的回路。当换向阀处于中位时,液压泵出口纵贯油箱,泵卸荷。因回路需保持一定的节制压力以操纵执行元件(Actuators),故在泵出口安装单向阀。

8.6.1.2.用电磁溢流阀的卸荷回路 Unloading Circuit Using Solenoid Pressure Relief Valve

图8.22所示为采用电磁溢流阀1的卸荷回路。电磁溢流阀是带遥感口的先导式溢流阀与二位二通电磁阀的组合。当执行元件停止运动时,二位二通电磁阀得电,溢流阀的遥感口通过电磁阀回油箱,泵输出的油液以很低的压力经溢流阀回油箱,实现泵卸荷。

8.6.2执行元件需要保压的卸荷回路

8.6.2.1限压式变量泵的卸荷回路

图8.23所示为限压式变量泵(Pressure-compensated Variable Displacement Pump)的卸荷回路。当系统压力升高达到变量泵压力调节螺丝调定压力时,压力补偿装配动作,液压泵3输出流量随供油压力升高而减小,直至维持系统压力所必需的流量,回路实现保压卸荷,系统中的溢流阀1作安全阀用,以防止泵的压力补偿装配的失效而导致压力异常。

8.6.2.2用卸荷阀的卸荷回路 Unloading Circuit Using Unloading Valve

图8.24所示为用蓄能器(Accumulator)保持系统压力而用卸荷阀使泵卸荷的回路。当电磁石1YA得电时,泵和蓄能器同时向液压缸左腔供油,推动活塞右移,接触工件后,系统压力升高。当系统压力升高到卸荷阀1的调定值时,卸荷阀打开,液压泵通过卸荷阀卸荷,而系统压力用蓄能器保持。若蓄能器压力降低到允许的最小值时,卸荷阀关闭,液压泵重新向蓄能器和液压缸供油,以保证液压缸左腔的压力是在允许的范围内。图中的溢流阀2是当安全阀用。

图8.23用限压式变量泵的卸荷回路

图8.24用卸荷阀的卸荷回路

9 典型液压系统及实例

WORKED EXAMPLES OF HYDRAULIC SYSTEM

9.1 组合机床动力滑台液压系统 The Movable Platform Hydraulic System of Modular Machine Tools

组合机床是由通用部件和某些专用部件所构成的高效率和自动化程度较高的专用机床。它能完成钻(Boring)、镗(Drilling)、铣(Milling)、刮端面(Scraping End Surface)、倒角(Chamfering)、攻螺纹(Tapping)等加工和工件的转位、定位、夹紧、输送等动作。

动力滑台是组合机床的一种通用部件。在滑台上可以配置各种工艺用途的切削头,例如安装动力箱和主轴箱、钻削头、铣削头、镗削头、镗孔、车端面等。YT4543型组合机床液压动力滑台可以实现多种不同的工作循环,其中一种比较典型的工作循环是:快进 一工进 二工进 死挡铁逗留 快退 停止。完成这一动作循环的动力滑台液压系统工作道理图如图9.1所示。系统中采用限压式变量叶片泵供油,并使液压缸差动联接以实现快速运动。由电液换向阀换向,用行程阀、液控顺序阀实现快进与工进的转换,用二位二通电磁换向阀实现一工进和二工进之间的速度换接。为保证进给的尺寸精度,采用了死挡铁逗留来限位。实现工作循环的工作道理如下:

(1)快进 Rapid Advance Motion

按下启动按键,三位五通电液动换向阀5的先导电磁换向阀1YA得电,使之阀芯右移,左位进入工作状态,这时候的主油路是:

进油路:滤油器1 变量泵2 单向阀3 管路4 电液换向阀5的P口到A口 管路10,11 行程阀17 管路18 液压缸19左腔;

回油路:缸19右腔 管路20 电液换向阀5 的B口到T口 油路8 单向阀9 油路11 行程阀17 管路18 缸19左腔;

这时候形成差动连接回路。因为快进时,滑台的载荷较小,同时进油可以经阀17纵贯油缸左腔,系统中压力较低,所以变量泵2输出流量大,动力滑台快速前进,实现快进。

(2)第一次工进 First Working Feed Movement

在快举行程结束,滑台上的挡铁压下行程阀17,行程阀上位工作,使油路11和18断开。电磁石1YA继续通电,电液动换向阀5左位仍在工作,电磁换向阀14的电磁石处于断电状态。进油路必须经调速阀12进入液压缸左腔,与此同时,系统压力升高,将液控顺序阀7打开,并关闭单向阀9,使液压缸实现差动连接的油路切断。回油经顺序阀7和背压阀6回到油箱。这时候的主油路是:

进油路:滤油器1 变量泵2 单向阀3 电液换向阀5的P口到A口 油路10 调速阀12 二位二通电磁换向阀14 油路18 液压缸19左腔。

回油路:缸19右腔 油路20 电液换向阀5的B口到T2口 管路8 顺序阀7 背压阀6 油箱。

因为工作进给时油压升高,所以变量泵2的流量自动减小,动力滑台向前作第一次工作进给,进给量的大小可以用调速阀12调节。

⑶第二次工作进给 Second Working Feed Movement

图9.1YT4543型组合机床动力滑台液压系统道理图

1—滤油器(Filter); 2—变量泵(Pressure Compensated Variable Pump); 三、九、16—单向阀(Check Valve); 4、8、十、11、18、20—管路; 5—电液动换向阀(Solenoid-controlled Pilot-operated Directional Control Valve);6—背压阀(Back Pressure Valve);7—顺序阀(Sequence Valve);十二、13—调速阀(Pressure Compensated Flow Control Valve); 14—电磁阀(Solenoid Operated Directional Valve0; 15—压力继电器(Pressure Switch); 17—行程阀(Mechanically Operated Directional Control Valve); 19—液压缸(Cylinder)

在第一次工作进给结束时,滑台上的挡铁压下行程开关,使电磁阀14的电磁石3YA得电,阀14右位接入工作,切断了该阀地点的油路,经调速阀12的油液必须经过调速阀13进入液压缸的右腔,其他油路不变。由于调速阀13的开口量小于阀12,进给速度降低,进给量的大小可由调速阀13来调节。

⑷死挡铁逗留 Stays for a Preditermined time

当动力滑台第二次工作进给终局碰上死挡铁后,液压缸停止不动,系统的压力进一步升高,达到压力继电器15的调定值时,经过时间继电器(Time Switch)的延时,再发出电信号,使滑台退回。在时间继电器延时动作前,滑台逗留在死挡块限制的位置上。

⑸快退 Rapid Return

时间继电器发出电信号后,2YA得电,1YA失电,3YA断电,电液换向阀5右位工作,这时候的主油路是:

进油路:滤油器1 变量泵2 单向阀3 油路4 换向阀5的P口到B口 油路20 缸19的右腔;

回油路:缸19的左腔 油路18 单向阀16 油路11 电液换向阀5的A口到T口 油箱。

这时候系统的压力较低,变量泵2输出流量大,动力滑台快速退回。由于活塞杆的平面或物体表面的大约莫为活塞的半壁,所以动力滑台快进、快退的速度大致相称。

(6)原位停止 Stop at the Original Position

当动力滑台退回到原始位置时,挡块压下行程开关,这时候电磁石1Y、2Y、3Y都失电,电液换向阀5处于中位,动力滑台停止运动,变量泵2输出油液的压力升高,使泵的流量自动减至最小。

表9.1是这个液压系统的电磁石和行程阀的动作表。

表9.1 YT14543型组合机床动力滑台液压系统电磁石和行程阀的动作表

1YA

2YA

3YA

17

快进

+

-

-

-

一工进

+

-

-

+

二工进

+

-

+

+

死挡铁逗留

-

-

-

-

快退

-

+

-

-

原位停止

-

-

-

-

通过以上分析可以看出,为了实现自动工作循环,该液压系统应用了下列一些基本回路:

①调速回路:采用了由限压式变量泵和调速阀的调速回路,调速阀放在进油路上,回油经过背压阀;

②快速运动回路:应用限压式变量泵在低压时输出的流量大的特点,并采用差动连接来实现快速前进;

③换向回路:应用电液动换向阀实现换向,工作平顺、可靠,并由压力继电器与时间继电器发出的电信号节制换向信号;

④快速运动与工作进给的换接回路:采用行程换向阀实现速度的换接,换接的性能较好。同时利用换向后,系统中的压力升高使液控顺序阀接通,系统由快速运动的差动联接转换为使回油排回油箱;

⑤两种工作进给的换接回路:采用了两个调速阀串联的回路结构。

9.2 液压机液压系统 The Hydraulic System in a Hydraulic Press

液压机是用于调直(Straightening)、压装(Assembly)、冷冲压(Punch)、冷挤压(Extrusion)和弯曲(Bend)等工艺的压力加工机械,它是最早应用液压传动的机械之一。液压机液压系统是用于机器的主传动,以压力节制为主,系统压力高、流量大、功率大,应该出格注意如何提高系统效率和防止液压冲击。

液压机的典型工作循环如图9.2所示。一般主缸的工作循环要求有“快进 降低速度接近工件及加压 保压延时 泄压 快速回程及保持活塞逗留在行程的肆意位置”等基本动作,当有辅助缸时,如需顶料,顶料缸的动作循环一般是“活塞上涨 停止 向下退回”;薄板拉伸则要求有“液压垫上涨 停止 和压力回程”等动作;有时还需要压边缸将料压紧。

图9.3是双动薄板冲压机(Dually Moveably Sheet Punching Press)液压机液压系统道理图,本机最大工作压力为450KN,用于薄板的拉伸成形等冲压工艺。

系统采用恒功率变量柱塞泵供油,以满足低压快速行程和高压慢速行程的要求,最高工作压力由电磁溢流阀4的远程调压阀3调定,其工作道理如下:

图9.2液压机的典型工艺循环图

(1)启动 Start-up

按启动按键,电磁石全部处于失电状态,恒功率变量泵输出的油以很低的压力经电磁溢流阀的溢流回油箱,泵空载启动。

(2)伸滑块和压边滑块快速下行 Drawing Slide and Brim-Pressing Slide Lowering

使电磁石1YA和3YA、6YA得电,电磁溢流阀4的二位二通电磁石右位工作,切断泵的卸荷通路。同时三位四通电液动换向阀11的左位接入工作,泵向拉伸滑块液压缸35上腔供油。因阀10的电磁石6YA得电,其右位接入工作,所以回油经阀11和阀10回油箱,使其快速下行。同时带动压边缸34快速下行,压边缸从高位油箱20补油。这时候的主油路是:

进油路:滤油器1 变量泵2 管路5 单向阀8 三位四通电液换向阀11的P口到A口 单向阀12 管路14 管路31 缸35上腔;

回油路:缸35下腔 管路13 电液换向阀11的B口到T口 换向阀10 油箱。

拉伸滑块液压缸快速下行时泵始终处于最大流量状态,但仍不克不及满足其需要,因而其上腔形成负压,高位油箱20中的油液经单向阀23向主缸上腔充液。

⑶降低速度、加压

在拉伸滑块和压边滑块与板料接触之前,首先碰到一个行程开关(图中未画出)、发出一个电信号,使阀10的电磁石6YA失电,左位工作,主缸回油须经节流阀9回油箱,实现慢进。当压边滑块接触工件后,又一个行程开关(图中未画出)发信号,使5YA得电,阀18右位接入工作,泵2打出的油经阀18向压边缸34加压

⑷拉伸、压紧 Drawing and Clamping

当拉伸滑块接触工件后,主缸35中的压力由于负载阻力的增加而增加,单向阀23关闭,泵输出的流量也自动减小。主缸继续下行,完成拉延工艺。在拉延过程中,泵2输出的最高压力由远程调压阀3调定,主缸进油路同上。回油路为:缸35下腔 管路13 电液换向阀11的B口到T口 节流阀9 油箱。

⑸保压 Holding Pressure

当主缸35上腔压力达到预先规定值时,压力继电器17发出信号,使电磁石1YA、3YA、5YA均失电,阀11回到中位,主缸上、下腔以及压力缸上腔均封闭,主缸上腔短时保压,此时泵2经电磁溢流阀4卸荷。保压时间由压力继电器17节制的时间继电器调整。

(6)快速回程 Retracting Rapidly

使电磁石1YA、4YA得电,阀11右位工作,泵打出的油进入主缸下腔,同时节制油路打开液控单向阀21、22、2三、24,主缸上腔的油经阀23回到高位油箱20,主缸35回程的同时,带动压边缸快速回程。这时候主缸的油路是:

进油路:滤油器1 泵2 管路5 单向阀8 阀11右位的P口到B口 管路13 主缸35下腔。

回油路:主缸35上腔 阀23 高位油箱20。

(7)原位停止 Stopping at the Original Position

当主缸滑块上涨到触动行程开关1S时(图中未画出),电磁石4YA失电,阀11中位工作,使主缸35下腔封闭,主缸停止不动。

⑻顶出缸上涨 Ejection Cylinder Extending

在行程开关1S发出信号使4YA失电的同时也使2YA得电,使阀44右位接入工作,泵2打出的油经管路6 阀44 手动换向阀43左位 管路40, 进入顶出缸39,顶出缸上行完成顶出工作、顶出压力由远程调压阀42设定。

(9)顶出缸下降 Ejection Cylinder Retracting

在顶出缸顶出工件后,行程开关4S(图中未画出)发出信号,使1YA、2YA均失电、泵2卸荷,阀44右位工作。阀43左位工作,顶出缸在自重作用下下降,回油经阀4三、44回油箱。

该系统采用高压大流量恒功率变量泵供油和利用拉延滑块自动充油的快速运动回路,既符合工艺要求,又节省了能量。

图9.3 双板薄动冲压机液压系统道理图

1—滤油器(Filter); 2—变量泵(Pressure Compensated Variable Pump); 三、42—远程调压阀(Remote Relief Valve); 4—电磁溢流阀(Pressure Relief Valve With a Vent Valve); 5、6、7、1三、14、1九、2九、30、31、32、3三、40—管路(Line); 8、十二、21、22、2三、24、25—单向阀(Check Valve); 9—节流阀(Needle Valve);10—电磁换向阀(Solenoid Operated Directional Valve0; 11—电液动换向阀; 15、27—压力表开关(Pressure Guage Tap); 16、26—压力表; 17—压力继电器(Pressure Switch); 18、44—二位三通电液换向阀(3-port 2-position Directional Valve);20—高位油箱(Reservior); 28—安全阀(Relief Valve); 34—压边缸(Clamping Cylinder); 35—拉伸缸(Drawing Cylinder); 36—拉伸滑块(Drawing Slide); 37—压边滑块(Clamping Slide); 38—顶出块(Ejection Slide); 39—顶出缸(Ejection Cylinder); 41—先导溢流阀(Pilot operated Relief Valve); 43—手动换向阀(Manually Operated Directional Valve)

表9.2列出了双动薄板冲压机液压系统电磁石动作顺序表。

表9.2 双动薄板冲压机液压系统电磁石动作顺序表

拉伸滑块

压边滑块

顶出缸

电磁石

手动换向阀

1Y

2Y

3Y

4Y

5Y

6Y

快速下降

快速下降

+

-

+

-

-

+

降低速度

降低速度

+

-

+

-

+

-

拉伸

压紧工件

+

-

+

-

+

+

快退返回

快退返回

+

-

-

+

-

-

上涨

+

+

-

-

-

-

左位

下降

+

-

-

-

-

-

右位

液压泵卸荷

-

-

-

-

-

-

9.3 汽车起重机液压系统 The Hydraulic System in a Hydraulic Truck Cranes

汽车起重机是将起重机安装在汽车底盘上的一种起重运输设备。它首要由起升、回转、变幅、伸缩和支腿等工作机构构成,这些动作的完成由液压系统来实现。对汽车起重机的液压系统,一般要求输出力大、动作要平顺、耐冲击、操作要灵活、方便、可靠、安全。

图9.5是Q2-8型汽车起重机液压系统道理图,底下对其完成各个动作的回路举行叙述。

(1)支腿回路 The Outrigger Operating Subsystem

汽车轮胎的承载能力是有限的,在起吊重物时,必须由支腿液压缸来承受负载,而使轮胎架空,如许也可以防止起吊时整机的前倾或倾覆。

支腿动作的顺序是:缸9锁紧后桥板簧,同时缸8放下后支腿到所需位置,再由缸10放下前支腿。作业结束后,先收前支腿,再收后支腿。当手动换向阀6右位接入工作时,后支腿放下,其油路为:

泵1 滤油器2 阀3左位 阀5中位 阀6右位 锁紧缸下腔锁紧板簧 液压锁7 缸8下腔。

回油路为:

缸8上腔 双向液压锁7 阀6右位 油箱。

缸9上腔 阀6右位 油箱。

回路中的双向液压锁7和11的作用是防止液压支腿在支撑过程中因走漏出现“软腿现象”,或行走过程中支腿自行下落,或因管道分裂而发生倾斜事故。

(2)起升回路 The Hoisting Subsystem

起升机构要求所吊重物可升降或在空中逗留,速度要平顺、变速要方便、冲击要小、启动转矩和制动力要大,本回路中采用ZMD40型柱塞液压马达带动重物升降,变速和换向是通过改变手动换向阀18的开口大小来实现的,用液控单向顺序阀19来限制重物超速下降。单作用液压缸20是制动缸,单向节流阀21是保证液压油进步前辈入马达,使马达孕育发生一定的转矩,再解除制动,以防止重物带动马达旋转而向下滑。二是保证吊物升降停止时,制动缸中的油马上与油箱相通,使马达迅速制动。

起升重物时,手动阀18切换至左位工作,泵1打出的油经滤油器2、阀3右位、阀1三、16、17中位,阀18左位、阀19中的单向阀进入马达左腔;同时压力油经单向节流阀到制动缸20,从而解除制动、使马达旋转。

重物下降时,手动换向阀18切换至右位工作,液压马达反转,回油经阀19的液控顺序阀,阀18右位回油箱。

当停止作业时,阀18处于中位,泵卸荷。制动缸20上的制动瓦在弹簧作用下使液压马达制动。

⑶大臂伸缩回路(The Main Boom Telescoping Subsystem)

本机大臂伸缩采用单级长液压缸驱动。工作中,改变阀13的开口大小和方向,即可调节大臂运动速度和使大臂伸缩。行走时,应将大臂收缩回。大臂缩回时,因液压力与负载力方向一致,为防止吊臂在重力作用下自行收缩,在收缩缸的下腔回油腔安置了均衡阀14,提高了收缩运动的可靠性。

⑷变幅回路(The Derricking Mechanism Subsystem)

大臂变幅机构是用于改变作业高度,要求能带载变幅,动作要平顺。本机采用两个液压缸并联,提高了变幅机构承载能力。其要求以及油路与大臂伸缩油路相同。

⑸回转油路(The Slewing Mechanism Subsystem)

回转机构要求大臂能在肆意方位起吊。本机采用ZMD40柱塞液压马达,回转速度1~3 r/min。由于惯性小,一般不设缓冲装配,操作换向阀17,可以使马达正、反转或停止。

该液压系统的特点是:

①因重物在下降时以及大臂收缩和变幅时,负载与液压力方向相同,执行元件会失控,为此,在其回油路上必须设置均衡阀。

②因工况作业的随机性较大、且动作频繁,所以大多采用手动弹簧复位的多路换向阀来节制各动作。换向阀常用M型中位机能。当换向阀处于中位时,各执行元件的进油路均被切断,液压泵出口通油箱使泵卸荷,减少了功率损失。