液压马达制动回路

液压马达制动回路（精选八篇）

液压马达制动回路 篇1

一、液压马达制动回路的基本要求

1. 限压的需要

这里液压马达用于双向回转, 如图1所示, 当三位四通换向阀左侧电磁铁得电时, 压力油经P口通至A口, 同时B口通T口回油, 从而驱动液压马达正向旋转;反之, 当三位四通换向阀右侧电磁铁得电时, P通B同时A通T回油驱动液压马达反向旋转。

鉴于液压马达的性能要求, 驱动液压马达的液压油工作压力必须限制在所使用的液压马达的额定压力范围内, 同时由于对液压马达运行平稳性的要求, 故图1中A、B两个油路中都必须设置限压阀或恒压阀。

2. 减缓液压冲击和补油的需要

如图1所示, 液压马达从旋转状态转为停止状态时, 即三位四通换向阀从任一得电状态转换为失电状态时, 液压马达不会立即停止, 依然会由于惯性继续旋转, 此过程中液压马达即转换为油泵将驱动侧的油液排至回油侧, 此时三位四通换向阀阀芯已快速回至中间位置, 令A、B、P、T油路互不相通, 导致驱动侧压力迅速转变为负压, 若不予即时补油可能会损坏液压马达;同时回油侧压力迅速升高产生液压冲击, 该液压冲击若不予以减缓限制也会损坏液压马达。故图1中A、B两个油路中都必须设置限压阀和补油阀。

3. 液压马达液压制动回路的基本需要

通过以上分析可知, 如图1所示, 双向液压马达液压制动回路的基本组成必须包括限压补油组件。限压补油组件可以由多种方式实现, 在此涉及的限压补油组件构成是由带有单向阀的先导式顺序阀和由先导式溢流阀与单向阀组成的溢流桥两种方式。

二、钳杆旋转结构原理及存在的设计缺陷

1. 先导式顺序阀结构及工作原理

先导式顺序阀结构原理如图2所示, 先导式顺序阀的主阀和先导阀均为滑阀式结构, 压力油进入先导式顺序阀作用在主阀芯下端, 同时压力油一路经管道进入先导阀左端, 作用在滑阀的左端面上, 一路经阻尼孔进入主阀芯上端, 并进入先导阀的中间环形部分。当进油口p1压力低于先导阀的调整压力时, 主阀芯关闭, 先导式顺序阀出油口p2无油流出。一旦进油口p1压力超过先导阀的调整压力时, 进入先导阀左端的压力就克服调整弹簧压力将滑阀推向右边, 此时先导阀的中间环形部分与先导式顺序阀出油口p2沟通, 压力油经阻尼孔、主阀芯上腔、先导阀流向出口。由于液阻的存在, 主阀芯上腔压力低于进油口p1压力, 主阀芯移动, 使先导式顺序阀进出油口p1和p2沟通。

2. 钳杆旋转结构及工作原理

该100kN/250kN·m有轨锻造操作机钳杆旋转由低速大转矩径向液压马达后置驱动, 减速器输出轴小齿轮与位于空心轴上的大齿圈啮合, 将旋转动力传递到空心轴上, 空心轴与钳杆螺栓连接为一体, 从而带动钳杆旋转, 可实现钳杆绕轴线做正、反方向360°连续旋转, 液压控制采用三位四通比例换向阀控制。液压马达型号INM4-800, 额定压力25MPa。按常规生产锻件规格需要, 两个先导式顺序阀压力均调整为16MPa。液压系统如图3所示, 液压马达由两个带单向阀的先导式顺序阀 (将顺序阀的出油口接至油箱) 实现双向制动:当三位四通比例换向阀回中位时, 液压马达在惯性力作用下, 使一侧压力升高, 此时由该侧的先导式顺序阀限压减缓液压冲击。液压马达制动过程中另一侧呈负压状态, 由先导式顺序阀附带的单向阀从油箱吸油补充, 从而实现液压马达制动。

3. 原设计的缺陷分析

原设计将先导式顺序阀的出油口p2接至油箱, 当进油口压力高于先导阀的调整压力时, 利用先导式顺序阀的工作原理使进油口p1压力通过出油口p2卸油回油箱降低并稳定进油口p1的压力。从而使先导式顺序阀实现溢流恒压和安全限压防止过载的功能, 理论上可以实现液压马达液压制动回路限压、恒压和补油功能, 但在实际应用中其缺陷却不容小视。

100kN/250kN·m全液压有轨锻造操作机, 原设计由带有单向阀的先导式顺序阀组成的液压马达液压制动回路, 控制钳杆旋转液压马达运行, 投产后频繁出现钳杆旋转液压马达油缸爆裂故障, 导致液压马达内部元件严重损毁, 影响设备运行。经细致检查分析, 确定液压马达质量及选型不存在问题, 原因在于, 带有单向阀的先导式顺序阀作为钳杆旋转液压马达限压补油组件的设计存在先天性缺陷。

先导式顺序阀的先导阀采用的是滑阀结构, 在顺序阀中, 滑阀结构的阀芯理论上只要克服阀芯与阀体的摩擦力以及先导阀调整弹簧的弹力就可以移动, 然而在实际应用中, 由于阀芯几何形状的偏差以及阀芯与阀体的不同轴, 在中、高压控制油路中, 当阀芯停止一段时间后或换向时, 阀芯在液压操纵力作用下不移动, 或液压操纵力消除后, 先导阀调整弹簧不能使阀芯复位, 这种现象称为液压卡紧现象。阀芯的卡紧现象是由于阀芯所受径向力不平衡所造成, 它会使阀芯移动困难, 液压动作失灵。因为几何形状以及装配精度不可能达到理想状态, 所以径向力不平衡问题就是普遍存在的现象, 只能设法减小而不能完全消除, 与小直径滑阀阀芯相比大直径滑阀阀芯更容易出现问题。

从以上分析可知, 由于先导式顺序阀主阀芯和先导阀阀芯均采用的是滑阀结构, 而且主阀芯的直径远大于先导阀阀芯的直径, 因此先导式顺序阀最易出现的故障现象是先导阀阀芯卡滞, 由于先导阀阀芯卡滞导致顺序阀超压时不能及时卸压, 产生的液压冲击压力远远超出液压马达所能承受的额定压力值, 出现液压马达损坏现象。

三、液压制动回路改进及比较分析

1. 改进措施

液压元件检查的结果证实了上述结论, 因而采取了改进钳杆旋转液压马达液压制动限压补油组件的措施。在液压马达和三位四通比例换向阀等液压元件不做改动的前提下, 将钳杆旋转液压马达液压制动回路改为溢流桥式液压制动回路, 如图4所示。由四个单向阀和一个先导式溢流阀构成的溢流桥组成了液压制动限压补油组件, 当三位四通比例换向阀回中位时, 液压马达在惯性作用下有继续转动的趋势, 它此时所排出的高压油经单向阀由溢流阀限压, 另一侧靠单向阀从油箱吸油。该回路中的溢流阀既限制了换向阀回中位时引起的液压冲击, 又能够使液压马达平稳制动。而且溢流桥出入口的四个单向阀, 除构成制动回路外, 同时起到了液压马达的自吸补油作用。

2. 先导式溢流阀的结构与工作原理

先导式溢流阀由主阀芯、主阀弹簧、阀体和先导阀等组成 (图5) , 压力油进入先导式溢流阀直接作用在主阀芯上, 同时经阻尼孔及控制管道作用在主阀芯上端面和先导阀的先导锥阀上。当系统的压力低于弹簧所调定的压力值时, 锥阀关闭, 主阀芯两端所受液压力相等, 主阀芯在弹簧的作用下压向阀座, 使P口与O口不相通。当系统压力超过弹簧的调定值时, 先导锥阀打开, 压力油通过阻尼孔、管道、先导锥阀、回油管道流回油箱, 此时由于液流通过阻尼孔的流动, 造成主阀芯两端的液压力的不平衡, 这个压差超过弹簧的作用力而使阀芯移动, 从而打开P和O的通道, 实现溢流。理想状态下无论溢流量的多少, 先导式溢流阀P口的压力始终保持调压弹簧所调定的压力值。

先导式溢流阀的主阀弹簧比较软, 刚度小, 在很小的外力作用下即可被压缩, 主阀芯的位移量大小, 对系统的压力影响较小。先导阀的结构尺寸较小, 其锥阀的承压面积亦较小, 调压弹簧不必选用刚度较强的弹簧, 因而使调节压力比较轻便。阻尼孔起到增加主阀芯上下移动的阻尼, 可以起到稳定主阀芯的作用。

3. 溢流桥式液压制动回路与先导式顺序阀液压制动回路的比较

两阀的外形相似;主阀芯结构相同, 均为滑阀结构;结构与工作原理相似;出现故障的几率相差不大。

先导式溢流阀的先导阀芯为锥阀结构, 而先导式顺序阀的先导阀是滑阀结构, 相比之下锥阀结构在超压打开和复位的灵敏性能上明显优于滑阀结构。先导式顺序阀常见的故障为滑阀阀芯卡滞引起不卸压或卸压慢, 严重降低系统超压或瞬间超压造成液压冲击时保护液压马达的功能, 而先导式溢流阀常见的故障是由于先导阀封闭不严使系统不上压, 很少出现系统超压和瞬间超压造成液压冲击时损坏液压马达的情况。

溢流桥式液压制动回路组件由四个单向阀和一个先导式溢流阀组成, 表面上看共五个故障点, 但因为单向阀不易出现故障, 故实际使用中仅有一个故障点, 而先导式顺序阀液压制动回路由两个带单向阀的先导式顺序阀组成, 共有两个故障点。

溢流桥式液压制动回路常见故障为先导式溢流阀的先导阀封闭不严出现系统不上压或压力低, 液压马达正反两个方向均出现相同的故障现象———不转或转矩低, 此故障出现时不会损害液压马达, 而先导式顺序阀液压制动回路常见故障现象为, 由于任一侧先导式顺序阀的先导阀阀芯卡滞造成液压马达工作压力过高或不能缓冲液压冲击, 进而损坏液压马达。

两种液压制动回路出现的故障虽然都会影响到设备的正常运行, 但先导式顺序阀出现故障后多数会损坏液压马达;而先导式溢流阀仅经过清洗或更换新阀即可排除故障, 所以溢流桥式液压制动回路常见故障造成的损失、停机修复时间及修理成本相对小得多。

基于PLC的液压试验台回路设计 篇2

关键词：液压试验台；PLC；自动控制；优化

中图分类号：TP271 文献标识码：A 文章编号：1674-1161（2016）11-0036-04

液压传动课程是机电专业的专业基础课程，实用性非常强。授课由理论、液压元件、液压回路三部分组成，其中液压系统的回路设计非常灵活和重要。传统教学利用继电器组控制回路已经不能满足教学需要，需要利用PLC（可编程序控制器）技术将液压技术有机结合起来，培养学生的研究能力和创新能力。PLC具有抗干扰性强、运行可靠的优点，在工业自动化领域应用广泛。利用PLC控制技术完成液压回路试验中的回路控制试验，如节流回路、调压回路、减压回路、顺序回路（电气控制、行程控制）、差动回路、综合回路，学生不仅能够掌握液压系统原理，还能掌握PLC可编程序的控制功能、控制原理及编程技巧。

1 液压回路试验台装置

为直观形象地展示液压元器件的结构原理，及清晰观察液压传动油路的工作过程，试验装置的所有液压元件均采用透明有机玻璃外壳，便于学生观察所有液压元件的内部结构及液压传动油路的工作过程。利用该系统辅助单个液压元件的结构、工作原理及性能教学时，还可演习常见的基本液压回路试验。采用PLC编程控制模块实现PLC智能控制，使机、电、液控制有机结合起来，优化控制方案。

1.1 结构组成

试验装置由试验台架、液压泵站、常用液压元件、电气控制单元等组成。

试验台元器件采用透明有机玻璃外壳，元件的内部结构清晰直观。通过透明的油管和红色液压油，可以观察液压油在液压元件中的整个流动过程。独立的元件模块方便安装。通过随意组合各试验模块，可搭建各种不同的试验回路。液压元件的最大承受压力为1.0 Mpa，系统额定工作压力为0.8 Mpa，是安全的低压试验系统。采用PLC编程控制模块实现PLC智能控制。配有虚拟仿真软件，可以根据学生思路设计试验。

1.2 电气及液压系统设计

液压试验台控制系统由液压动力控制和电气控制两大系统组成，其中电气控制系统分为强电部分（即液压泵电机控制部分）和弱電部分（即PLC控制部分）。强、弱电部分采用分开隔离设计。图1为液压泵站的原理图。

液压动力源控制系统主要由油箱、过滤器、定量泵、溢流阀、节流阀、压力表等液压元件组成。定量泵2是单作用叶片泵，系统压力由教师调节，一般试验压力为0.7 MPA。

1.3 电气控制回路设计

系统电气控制回路主要由液压主控回路、液压继电器控制回路、液压PLC控制回路组成。

液压主控回路主要为控制定量泵开关及加热器服务。试验台采用定量泵，额定流量固定，主控回路控制电机正转。液压主控回路见图2。

在图2中，按下SB13，接触器KM1得电，定量泵电机正传，提供额定压力压力油；SB12为停止按钮；按下SB14，继电器KM2得电，加热器工作；如果温度低于设定温度，油温会自动加热到设定温度；QF4为加热器开关按钮。

液压PLC接线如图3所示，PLC型号为FX-20系列，PLC控制方式有手动控制和自动控制2种。试验回路搭建完成后需进行调试。调试时，先采用手动控制方式将PLC程序通过编程软件下载到PLC存储器中，再进行手动控制，以校验程序是否正确。自动模式为通过专用的工控软件选择PLC模式进行回路试验。FX1S-20MR有输入点14个，继电器输出为8个。

控制台PLC的输入输出接口见图4。Y1为液压泵输出接口，Y0—Y11为电磁换向阀电磁铁输出信号；X0，X1，X2，X3为实验启动按钮；X6—X14为行程开关输入信号或压力继电器输入信号。

2 基于PLC的液控单向阀锁紧回路设计

利用液控单向阀的自锁功能，可使液控单向阀锁紧回路的活塞锁定在任意位置，且工作可靠。液控单向阀锁紧回路试验原理见图5，仿真见图6。

试验过程为：叶片定量泵开启后，电磁阀Y2得电，系统压力升高；打开液控单向阀，活塞杆右移，当触碰到行程开关时，Y5得电，活塞杆左移。

2.1 工控软件控制液压锁紧回路

按原理图在试验台上搭接试验回路，将电磁铁插头插入试验台扩展模板输出区对应的插座；试验时将PLC与继电器控制旋钮旋到PLC控制位置。

接线接好后，按软件中泵启动按钮，试验开始；按下停止按钮，试验停止。工控软件设置接口要正确，否则试验不能进行。

2.2 利用PLC仿真软件控制锁紧回路

PLC具有以下特点：可靠性高，抗干扰能力强；建造工作量小，维护方便；体积小，质量轻，能耗低。当前，运用PLC控制液压回路已成为一种趋势

确定PLC中需要从PLC输出给继电器线圈的输入、输出信号，指示灯及其它执行电路，从而计算PLC输入、输出线数目及IO地址分配。液控锁紧回路梯形原理如图7所示。

按下启动按钮X3，液压泵启动；按下X0，电磁阀Y2得电，活塞杆右移。当接触到接近开关X4时，Y3得电，活塞杆左移；当接触到接近开关X4时，Y2得电，活塞杆右移。按下停止按钮X2，活塞杆停止移动，处于锁紧状态。将梯形图通过接口下载到PLC程序存储中，开始试验。

3 结论

随着工业技术的发展，传统的液压试验设备的控制手段、实现功能，已不能适应高等教育培养专业人才的需要。为配合液压传动课程及PLC自动控制课程教学改革，研究利用PLC控制液压教学试验台。PLC的逻辑处理功能越来越完善，液压系统模块必须与PLC控制模块协同配合，才能最大限度发挥PLC的精确控制能力。基于PLC的多功能液压教学试验装置，不仅可以应用于传统的实验教学，还可以和计算机、P LC控制技术结合起来，进行机电液一体化综合控制技术的训练和教学，应用前景广阔。

参考文献

[1] 王佳庆，彭芳.基于PLC的博世力士乐液压实验台的改造及应用[J].机床与液压，2013（20）：149-153.

[2] 柳科春.液压试验台计算机控制系统的设计[J].煤矿机械，2014（2）：188-189.

[3] 李德英，廖力清.基于PLC的液压试验台监控系统设计[J].国内外机电一体化技术，2010（5）：44-46.

Abstract： In order to tie in with teaching reform of hydraulic drive and PLC automatic control course， using PLC control hydraulic teaching experiment platform was studied and the hydraulic loop was designed according to the need. This paper introduced in detail the prioritization scheme of hydraulic test bench and the method used to designed hydraulic test loop device taking advantage of PLC， which provided reference for improving teaching test quality and students' innovation ability.

Key words： hydraulic test bench； PLC； automatic control； optimization

关于制动器控制回路的方案探析 篇3

主机制动器是电梯重要的安全装置, 它的安全、可靠是保证电梯安全运行的重要因素之一。制动器通电时产生双向电磁推力, 使刹车机构与电机旋转部分脱离, 断电时电磁力消失, 在外加制动弹簧压力的作用下, 形成失电制动的摩擦式制动器。

目前国内外电梯主机主要采用两种制动器:“鼓式”和“碟式”, 而主流的无齿同步电机由于缺乏减速机构, 制动时就要求制动器产生强大的制动力, 主机运行时需要线圈产生足够大的电磁力吸纳弹簧压力来张开制动器, 电磁力的大小直接影响制动器张开动作的速度, 而电磁力的大小与励磁电流成正比, 因此要获得比较大的电磁力, 需增加励磁电流。如果主机长时间处于励磁电流状态, 线圈会产生的大量的热能, 如果散热功能长期不完善, 将可能影响主机的运行速度、线圈的使用寿命等一系列的问题。并且制动力大, 如采用直接切断线圈电流的控制线路, 将可能导致制动器释放时噪音超标。目前大部分的电梯制动器, 启动瞬间输出时都具有高压、大电流等特点, 为了保证制动器快速动作, 在维持阶段时, 则通过减少输出功率的方法, 来减少发热量保证线圈寿命。

2 制动器回路的设计要求

制动器作为电梯的关键安全部件, 其控制回路任何设计更改都必须经过严格的分析验证, 并严格符合《电梯制造与安全规范》 (G B 7588-2003) 。

具体如下:

1) 12.4.2.3.1切断制动电流, 至少应用两个独立的电气装置来实现, 不论这些装置与用来切断电梯驱动主机电流的电气装置是否为一体。当电梯停止时, 如果其中一个接触器的主触点未打开, 最迟到下一次运行方向改变时, 应防止电梯再运行。2) 12.4.2.3.2当电梯的电动机有可能起发电机作用时, 应防止该电动机向操纵制动器的电气装置馈电。3) 12.4.2.3.3断开制动器的释放电路后, 电梯应无附加延时地被有效制动。

3 方案简述

根据制动器的动作特点和要求, 目前主流制动器控制方式主要有以下四种:电阻分压控制方式、变压器高低压绕组输出控制方式、相控整流控制方式和较为新颖的:全波/半波控制方式。本文结合国标要求与电梯在现实上设计的条件限制, 对以下方案进行简述。

3.1 方案一:电阻分压控制方式

该方案为最经典, 容易实现。

其工作原理如下:如图3-1, 变压器输出电压经整流桥实现A C-D C变换输出。通过分压用接触器K1控制分压电阻R 1两端电压, 从而控制制动器线圈两边电压, 维持时, K1吸合, 实现强励磁电流和维持电流的切换, 线圈两边电压波形如图3-2所示。其中电阻R 0用于制动器释放时续流, 防止制动器过快释放引起噪音超标。

3.2 方案二:变压器高低压绕组输出控制方式

其工作原理如图3-3:变压器输出高低压两组电源, 启动瞬间先接通K1接触器, 启动稳定约1s后再释放K1接触器, 接通K2接触器切换到维持阶段, 通过控制接触器K2动作时间, 从而实现强力磁电流与维持电流的切换。

特点:该方案巧妙之处在于其具有两种制动器释放机制。

1) 正常停梯时, 微机控制接触器K1 (励磁接触器) 和K2 (制动器接触器) 先于K3 (主回路接触器, 其余3个主触点用于切断电机U-V W主回路) 断开, 所以线圈通过以下回路:C O IL→D 6→D 3→K3→C O IL进行续流, 由于只有线圈内阻, 制动器释放时间较长, 可达1S, 释放噪音较小;

2) 电梯异常停止, 如急停时, 接触器K1、K2和K3由于安全回路断开而同时断开, 线圈只能通过以下回路:C O IL→R→D 7→C O IL进行续流。通过调节电阻R的阻值便可获得满意的制动器释放时间, 使之符合标准要求。而且由于二极管D 7确保了电流的单向性, 所以可以大大地减少续流电阻R的功率。

3.3 方案三:相控整流控制方式

其工作原理如下:简而言之就是在制动器通电输出时, 控制器采用全导整流通作高电压强励磁输出。约1秒钟后, 控制器移相整流输出作低电压保持。这样就可实现强力磁电流与维持电流间的切换目的。其电路输出电压波形如图3-6。

具体系统框图如图3-5所示, 系统输入A C 220V电源, 其中一部分经全波整流后, 由分压偏置提供给移相触发电路和检测电路各芯片合适的工作电压, 并为系统提供同步脉冲;另一部分提供给相控整流电路, 作为负载电压输出。触发电路部分分为过励磁触发与弱励磁触发, 通过逻辑芯片作切换, 触发脉冲导通相控整流的晶闸管, 实现输出控制。负载输出回路带有续流回路, 由M O S管控制输出, 并由续流二极管续流, 达到控制噪声和保护电路的作用。

3.4 方案四:全波/半波控制方式

该方案构思极为巧妙, 可靠性高!

其工作原理如下:该方案的回路主要由三部分组成:1) 由驱动模块和整流模块 (Q 1+D 1) 组成的电压全波/半波切换模块;2) K3和R 1组成的续流回路;3) 检测模块。其省去了励磁接触器K1, 巧妙的采用可控硅接通与截止实现励磁和维持的切换, 其关键点和难点在于检测模块监控可控硅U 1和二极管D的状态, 保证系统的可靠性。

通过控制并接在整流二极管D上的双向可控硅U 1通断, 实现对电压的全波/半波切换 (图3-7) , 从而实现强力磁电流与维持电流间的切换。即启动阶段为全波整流输出, 维持阶段为半波整流输出。其电路输出电压波形如图3-8。

且类似方案二, 具有两种制动器释放机制。正常停梯时, 接触器K2 (制动器接触器) 先于K3 (主回路接触器, 其余3个主触点用于切断电机U V W主回路) 断开, 线圈通过以下回路:C O IL→D 2→K3→C O IL进行续流, 由于只有线圈内阻, 所以制动器释放时间较长, 可达1S, 释放噪音较小;电梯异常停止, 如急停时, 由于接触器K2和K3同时断开, 线圈只能通过以下回路:C O IL→R 1→D 2→C O IL进行续流, 回路电阻大, 线圈蓄能消耗快, 制动器释放时间也短, 使之符合紧急制动的标准要求。

4 方案比较

方案一:该方案通过电阻进行分压, 能有效抑制噪音的产生, 方案实现简单。但方案中需要使用续流电阻R 0、分压电阻R 1和分压用接触器K1 (励磁接触器) , 增加经济的成本, 同时使用过程中电阻R 0和R 1温度较高, 在设计时对散热的设计要求较高, 进一步造成成本的增加。

方案二:整套回路没有使用大功率发热器件, 不用特别考虑散热问题, 符合节能环保要求。但该方案在散热和噪音上处理比较好, 适合应用于对噪音要求高的无机房电梯。

方案三:该方案技术含量最高, 通过移相触发电路和检测电路各芯片的调整, 可根据不同的制动器的性能进行相应的启动和维持电压电流, 更为精密且通用性强。但电流结构相对复杂, 实现难度大, 且故障率高, 不便于后期的维护。

方案四:特点:方案创新性地使用TR IA C与二极管并联结构实现电压全波/半波切换功能, 实现制动器启动与维持的切换, 成本低, 实现简单。

5 结束语

电力电子电路设计, 可用很多方式设计一款制动器控制系统, 通过高效率的电力变换, 对制动器进行高电压励磁, 切换低电压保持, 从而降低制动器功耗和温升, 加速动作响应时间。

本论文重点阐述了四种应对目前趋势所在的无齿同步电机制动器的设计方案, 并对各自的特点和有点进行了详细的分析, 希望通过本论文的探析, 能抛砖引玉, 为以后的电梯制动器回路开发提供一定的参考价值。

摘要：无齿同步电动机应用于高速大载量电梯是目前电梯发展的趋势。但无齿同步电机缺乏减速机构, 尤其是应用在大规格电梯时, 则替换减速功能的主机制动器 (俗称抱闸) 需要比较大的制动力, 制动力越大产生励磁线圈电流大, 功耗大, 引起电机发热量、大动作响应时间长, 动作噪音大和寿命减短等一系列问题。本文针对以上问题, 探析四种改善缺陷方案的方法及特点。

关键词：无齿同步电动机,主机制动器,励磁

参考文献

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[3]康华光.电子技术基础数字部分[D].北京高等教育出版社出版.

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[5]王兆安, 刘进军.电力电子技术[D].机械工业出版社.

[6]叶安丽.电梯控制技术.机械工业出版社.

由制动踏板感知液压制动系统故障 篇4

1. 检查制动踏板的自由行程

制动踏板自由行程是指从制动踏板最高位置到用手按下踏板感到有明显阻力时, 制动踏板移动的距离。一般小四轮拖拉机制动踏板自由行程在30~40 mm之间。踏板自由行程间接地反映了制动毂与制动蹄之间的制动间隙。制动踏板自由行程过大, 当踏板已经踩到底了可制动力并没有达到最大, 因为踏板自由行程限制了踏板的有效行程, 会造成制动疲软、制动距离增加、制动力不足等。制动踏板自由行程过小, 只要脚放到踏板上就会造成制动, 造成操作困难, 不易控制, 制动器过热, 使摩擦衬片早期损坏。因此, 制动踏板的自由行程一定要符合标准, 要随时检查和调整制动踏板的自由行程。

制动踏板的自由行程的检查, 用右脚踩下制动踏板时位置很低, 且车辆发生行车制动不灵现象。当连续踩下制动踏板时踏板位置逐渐升高, 感觉踏板不软弱下沉, 且制动效果良好, 这表明踏板自由行程过大或制动蹄摩擦片与制动鼓间隙过大。

制动踏板自由行程的调整:小型拖拉机制动踏板自由行程的调整应在制动蹄与制动毂间隙调整好以后进行。首先松开制动拉杆锁紧螺母, 然后转动制动拉杆, 同时检查制动踏板自由行程, 直到符合规定值为止。调好后拧紧锁紧螺母。注意, 应同时调整左、右制动拉杆。调整好后, 应进行试车, 以保证左、右制动器调整一致, 同时起作用并可靠制动。

2. 判断主缸储液罐油液是否充足

在停驶状态下, 若制动踏板的自由行程适当, 用右脚踩下踏板时, 踏板位置很低, 再连续踩下踏板仍感觉无力, 踏板位置还不能升高。一般为主缸储液罐油液不足, 应检查主缸储液灌的液面。

连续反复踏制动踏板, 其工作行程不是逐渐减小, 踏板高度也没有逐渐增高。故障可能为:制动总泵储液室盖上的通气孔、补偿孔堵塞等, 使系统油压不能升高。若补偿孔和通气孔阻塞, 应分解制动主缸后, 疏通补偿孔和通气孔, 可用尖头的细铁丝捅透, 或用压缩空气吹通。

3. 判断液压制动系内是否有空气

当用右脚连续踩下制动踏板时, 踏板位置逐渐升高, 感到踏板有弹力, 但稍停后踏板仍下降, 制动效果不好, 则表明制动系统内有空气。

液压制动系统中空气的排除方法是, 一人在驾驶室内连续多次踏、抬制动踏板, 使踏板逐渐变硬, 升高至一定程度后, 踏住不动。另一人按先排后轮、后排前轮即先远后近的方法逐一将轮缸放气螺钉稍微旋松, 使夹有气泡的制动液涌出。此时, 踏板位置下降, 若空气未予排净, 需拧紧放气螺钉, 再次踏动踏板, 使其发硬, 并踏住踏板不动, 然后再拧松放气螺钉, 直至放气螺钉处流出的制动液成一直线状, 且无气泡时再拧紧放气螺钉即可。

4. 判断液压制动系统中是否漏油

若用右脚快速连续踩下制动踏板, 踏板位置能升高, 不抬脚继续往下踩时感觉不到有弹力, 反而有下沉感觉, 即可踩到底。这说明液压制动系统中有漏油之处。应检查各油管接头、油管和主缸、轮缸有无泄漏之处。若无泄漏之处, 则是主缸回油阀密封不严, 互相窜油, 液压不能升高, 使主缸输出液压不足, 当然没有制动力。

5. 判断制动主缸皮碗是否磨损

当快速踩下制动踏板时, 感觉自由行程较小, 制动有效;而在缓慢踩下制动踏板时, 感觉自由行程较大, 制动无效, 则表明制动主缸皮碗磨损, 制动液经过皮碗磨损部位流回活塞后腔, 使车辆制动不灵。

6. 判断制动主缸皮碗是否被踏翻

用右脚踩下踏板, 然后松开, 若制动总成不能回位, 同时主缸发出“扑哧、扑哧”的响声, 则说明制动主缸皮碗被踏翻。

7. 判断制动主缸皮碗和活塞是否卡死或粘死

当用右脚踩下踏板时, 感觉很硬, 往下踩不能下沉。一般是制动主缸皮碗和活塞卡死或粘死。如果是卡死在制动位置, 致使主缸、轮缸的皮碗和活塞不能回位, 车辆还会出现制动拖滞。先检查制动液是否变质、油液过脏、粘度过大;再拆下制动主缸, 检查主缸皮碗是否膨胀, 活塞是否变形。必要时更换制动液或更换配件。

8. 制动液是否黏度过高或管路内壁积垢太厚

踩制动踏板时, 感到踏板很“硬”踩不动, 此为制动液太稠或管路内壁积垢太厚, 应检查制动液是否黏度过高, 或清理液压管路内壁的积垢。

9. 判断车轮制动器是否有故障

液压同步回路专利申请分析 篇5

液压系统作为先进的执行控制系统已经广泛应用于各个行业中, 在液压系统中同步控制系统是不可或缺的一部分, 如履带式挖掘机的行走机构、起重机伸缩臂同步伸缩机构等都有同步要求, 但是高精度多执行机构的同步问题一直是本领域的一个难题, 尤其是在配重或重载不平衡的工况下, 同步要求显得尤为重要。

液压同步回路是液压系统最重要的回路之一, 其是指在各类机器、设备、装置中, 实现同步运行功能, 由液压元件、管路按一定规律组合, 并以液流介质传递, 控制驱动两个以上的执行器产生相同的线位移或角位移。

液压同步回路分为等同模式和主从模式, 常见的有:机械液压同步回路、节流调速同步回路、同步阀同步回路、液压缸串联同步回路。以下就针对国内外关于液压同步回路专利申请的状况进行分析。

数据库的选择和检索

液压同步系统在IPC中的分类号为F15B11/22。根据数据库收集的文献量以及分布特点对中文和外文数据库进行选择, 中文库选择CNABS (收录了自1985年至今在中国申请的全部专利文献) , 外文数据库选择虚拟数据库VEN (SIPOABS、DWPI组成) , 考虑到液压同步系统的分类号较准确, 本文以分类号为主, 关键词为辅检索, 检索截止日期为2015年12月8日。

液压同步系统专利申请量整体情况

中文库专利申请情况

如图1所示, 在中文库检索得到的最早的液压同步系统的专利出现在1985年 (CN85103699) , 1985-2005年间一直处于稳定上升阶段, 而2006-2010年间申请量显著增加, 到2011年后申请量激增。图1也恰好反映了我国在液压同步领域的发展概况, 由于重工业起步较晚, 早期液压同步系统的研究甚少。而2006-2010年我国正处于经济飞速增长的阶段, 同时也是工业飞速发展的阶段, 液压领域逐渐被重工业企业重视起来, 到了2011年后, 我国许多重工企业掌握的技术已经在世界范围内领先, 以三一重工、徐州重型机械及中联重科为主要代表。

外文库专利申请情况

从图2可知, 国外早在1921年就已经对液压同步系统进行了研究 (US19210484266) 。从1960年开始, 申请量增长较快, 1971-1980年间的申请量达到高峰, 而从1981年后, 申请量逐渐下降, 目前降至最低点。可见, 国外对液压同步回路的研究高峰期在1971-1990这20年间, 同时也是液压领域发展最快的时间段, 液压动力装置逐渐取代机械动力装置。而后申请量的逐渐下降也代表了液压同步回路技术逐渐趋于成熟。相比图1显示的信息, 我国目前正处于液压同步回路专利申请的高峰期, 落后其他发达国家30年左右的时间, 以全球专利申请的发展趋势, 我国液压同步回路专利申请量同样会在5~10年后逐渐下降。

向主要国家和地区申请量

下图为液压同步回路专利申请向主要国家和地区申请量的百分比, 向中国专利局的申请量占了全球总申请量的16.7%, 以目前我国液压同步回路的发展状况, 这一数据还会不断增加。向日局的专利申请量达到了33.3%, 这也侧面反映了日本液压领域的发展状况, 其重工业发达, 其中以日立建机、株式会社小松制作所、三菱重工、川崎重工等为主要代表。向美局和欧局的申请量相差不大, 也几乎与中国局持平。

图4为液压同步回路专利申请主要来源国分布。来源国的分布从一定程度上代表了各个国家或地区在该领域的发展状况。由图可知, 以日本为优先权的专利申请达到了31%, 可见日本在液压领域的技术处于领先地位;美国次之, 达到了21%, 以卡特彼勒和伊顿等企业为代表, 美国在液压同步领域的技术也相当领先;以中国为优先权的专利申请为16%, 而欧洲仅为13%, 可见, 中国在液压同步领域的发展迅速, 值得一提的是, 三一重工已经强势进入美国市场, 而其进入美国市场的主要依靠即为专利布局。

国内主要申请人及掌握的主要技术

国内液压同步系统申请人主要以徐州重型机械有限公司和三一重工为代表。

国内目前掌握的技术主要以节流调速同步和同步阀同步控制为主, 以徐州重型机械有限公司为例, 其于2007年申请的专利 (CN200720046838X) 中将双缸的同步伸缩改进为由同步控制阀控制, 主要由两个电磁换向阀、梭阀和液控单向阀构成, 通过压力传感器监测油缸的内腔压力反馈至电磁阀, 但结构复杂且成本高;后于2011年的专利申请 (CN2011104193353) 提出以分流集流阀控制双缸同步, 同时增设同步控制方向阀, 通过分流集流阀的分流和集流功能分别实现油缸同步外伸和回缩, 但分流集流阀的精度直接影响双缸的同步, 其于2012年申请的专利 (CN2012100034992) 中提出了对传统分流集流阀的改进, 根据双缸同步起或落时承受的负载大小不等而产生的不同步性, 通过在分流集流阀中设置节流元件消除同步误差;但实现分流集流阀功能时由于被切断的油路进油量非常小, 系统会憋压溢流导致发热, 基于上述问题, 申请人在后又提出了一种实现双缸同步独立控制的油路系统 (CN2012100424654) , 在分流集流阀下游设置双缸同步独立控制阀, 使单缸控制时分流集流阀的一路油路直接进入油箱, 防止憋压溢流。

徐州重型机械对液压同步回路的专利申请均为双缸或多缸并联, 根据徐州重型机械有限公司专利申请的特点, 将其专利申请分为两类:基于分流集流阀和基于方向控制阀, 如表1所示。

综上, 徐州重型机械有限公司对双缸同步回路的研究延续性较强, 在后申请均是对其在前申请的改进, 主要集中于基于分流集流阀的液压同步回路。

三一重工以双缸的串联同步技术为主, 其于2010年的专利申请中 (CN2010102016218) 将两个活塞杆油缸首尾相连实现串联同步控制, 2011年进行了改进 (CN201120330272X) , 在双缸串联的基础上, 设置连接换向供油模块, 实现串联油缸的单独控制, 适时补油;但串联油缸易泄漏而导致精度差, 其在后来的专利申请中主要以分流机构的同步控制方式为主, 如2012年的CN2012101070885和CN2012105812285、2013年的CN201320074171X, 均以分流机构的形式对液压同步控制系统提出了改进;以串联油缸或分流机构的同步控制方式实时性始终不高, 三一重工于2013年又提出了 (CN2013102328181) 以两个液压缸为基准液压缸, 通过检测随动液压缸的压力反馈至控制单元, 实时控制随动液压缸控制阀的开度, 调节进油量实现同步。可见, 三一重工早期集中于串联同步, 而后集中基于分流机构的并联同步, 相比徐州重型机械有限公司, 其并联同步的研究较晚。

国外主要申请人及掌握的主要技术

国外申请人以日立建机 (HITACHI) 和卡特彼勒 (CATERPILLAR) 最具代表性。

以日立建机为例, 早在1982年提出的专利申请 (JP特願昭57-165041) 就已经通过换向阀将双缸或三缸并联实现同步了, 并于1984年对并联油缸同步提出了改进 (JP特願昭59-52162) , 采用同步缸将工作缸并联, 液压油分别通过同步缸的两腔进入工作缸实现同步控制;但由于作为同步缸并联形式的油缸精度较差, 其在1980年提出的专利申请 (JP特願昭55-9381) 首次提出了利用分流集流阀通过调节阀过流截面积来控制双缸实现同步;日立建机早期有关液压同步系统回路的专利申请主要集中于等同模式的同步控制方式, 精度也主要取决于分流集流阀或换向阀的精度, 同步性不能完全保证, 所以于1995年提出了主从模式的液压同步控制方式 (JP特願平7-21908) , 其通过设定目标流量, 检测并修正马达的负荷流量使之达到目标流量实现双马达同步;再后来的专利申请主要是对该同步控制方法的改进, 如2005年的专利申请 (JP特願2005-287052) , 检测负荷误差超出规定范围时, 调整负载的高度使负荷或流量调整为设定值。

根据日立建机的专利申请的特点, 将其液压同步回路专利申请作了分布比较, 如表2所示。

日立建机的研究集中于采用方向控制阀控制的同步回路, 虽然其对分流集流阀的液压同步回路研究非常早, 但之后对其改进并不多。此外, 其他部分还包括机械液压同步回路、安全阀溢流形式的同步回路、仅对油缸进行改进的液压同步回路以及液压同步回路控制方法等, 可见, 日立建机对液压同步回路的研究涉及面广而全面。

卡特彼勒有关液压同步的专利申请主要集中于双缸并联后的同步控制, 早在1974年就提出了对双缸并联同步的改进 (US19730394192) , 通过节流孔使进入双缸的流量同步, 属于早期的分流集流阀, 但仅有分流功能;后于1978年提出了利用并联双缸的先导控制阀实现同步的控制方式 (US19770804195) , 先导控制阀能够根据油缸的反馈的压力调整通路, 达到双缸同步;于1996年提出专利申请中 (US19960593776) 通过微处理器收到的反馈信号控制并联双缸前的电磁换向阀, 实现精确的同步控制;于2006年的专利申请 (US20060484155) 中提出了利用溢流阀在设定压力时的溢流回油, 使超前液压缸前的油路溢流, 实现双缸同步运行。

结束语

国外对于液压同步系统回路的研究起步较早, 主要采用等同模式的同步, 早期集中于对油路连接结构或关系的改进, 后期集中于对控制方法的改进。而国内主要集中在油路连接结构或关系的改进, 以等同模式为主, 而对控制方法的改进较少, 这是因为主从模式的液压系统结构及油路复杂, 需要反馈与被反馈装置, 同时配以电气系统来实现, 这与目前液压机械追求的整体结构简单轻便的发展的路线相悖。目前等同模式的研究重点已不是如何设置油路关系来达到精确的同步, 而是出现误差时如何调整, 现在主要采取的措施是对超前的执行机构停止供油, 使落后的执行机构与超前执行机构并行, 而通常液压油路中只有一个供油系统, 超前执行机构的油路同样会被供以等同流量的液压油, 所以在切断超前执行机构的供油时系统容易产生憋压溢流进而导致油路发热等问题。因此, 如何解决超前油路的合理回油避免系统憋压溢流是目前的技术难点, 另一方面, 无论是等同模式还是主从模式, 均会涉及电气控制系统的连接, 因此如何实现反馈信号的准确传递及精确误差信号是未来发展的重点。

液压马达制动回路 篇6

“开式系统是当今液压技术中最常用的回路系统,有利于实现集成化、模块化、通用化和标准化;而闭式回路则大多用于以液压马达驱动车辆行走装置和混凝土输送罐等连续旋传工作部件的传动。

各具特色的系统构成

开式回路系统的构成

采用开式回路的液压系统的基本构成中,由动力机拖动的输入端液压泵直接从油箱中吸油,它所输出的压力油经过一个换向阀或一组多路阀控制通断和流向之后,供给液压缸或液压马达等输出端的执行元件。而执行元件的回油仍经换向阀或多路阀流回油箱。在这样的系统中的工作油液按照上述顺序每循环一周都要在油箱中与外界空气接触,“开式”即以此得名。

开式系统是当今液压技术中最常用的回路系统,尤其在固定设备上的工业液压装置中,几乎全部采用开式系统。其主要原因之一是这种系统能够比较方便地用一个或一组公共液压动力源(液压泵站)向众多控制阀组和执行元件供能,有利于实现集成化、模块化、通用化和标准化。从技术层面上说,这种系统的高低压区域界限明晰,设置液压油的滤清、冷却、排气等方面的设施都比较方便,也比较容易在系统中设置那些只允许在背压(即回油压力)较低的条件下工作的各种阀类元件和其他附件。

闭式回路系统的构成

与开式系统不同,闭式回路基本液压系统中,作为输入元件的主液压泵(通常是变量的)油口并不直接从油箱内吸油,而是与作为执行元件的定量或变量的液压马达的进出油口直接相联,构成一个对称的封闭回路。另由一个从油箱吸油的补油泵经过单向阀组和溢流阀使这个回路始终维持一个基础压力(补油压力)。如果略去内部机构的工作原理的分析,而把一个带闭式液压系统的静液压驱动装置作为一个“黑箱”或“灰箱”来研究,它可以被视为等效于一根输入、输出端之间略带滑转差,并可以在正反两个旋转方向双向传递动力的的柔性传动轴。

闭式回路大多用于以液压马达驱动车辆行走装置和混凝土输送罐等连续旋传工作部件的传动,但某些以等速液压缸作为执行元件的系统有时也采用闭式液压回路,如在新型飞机上用于操控舵机和起落架收放机构的电动静液压执行器(EHA)和车载混凝土输送泵等。

“闭式回路液压系统兼具同等明显的优缺点,这成为设计者采用或避开该系统的根源。

优缺点同等显著的闭式回路

优点

与开式回路相比,闭式回路液压系统优点显著。

第一,闭式液压回路的变量泵本身兼有调节流量和改变流向的双重功能,可连续调节液压马达输出轴的转速和旋转方向,无须像开式回路那样在主油路中再设置换向阀,因此主回路简约通畅,工作介质的流动损失较小。

第二,由可双向变量的变量液压泵和可双向旋转的液压马达构成的闭式液压回路是一个对称和可逆的系统。除了输出正转矩驱动外,还能吸收负转矩实现动力制动,可在很大程度上取代摩擦元件构成的常规行车制动系统,操控方式也更加符合人机工程的要求。

第三,主回路中的工作介质始终在等于或高于补油压力的正压状态下运行,补油系统亦可作为本身的变量装置和其他液压系统的控制压力油源。

第四,主回路与液压油箱之间的循环流量一般为主回路内最大流量的20%～25%或更少,所需的液压油箱容量较小,仅为同等功率的开式回路系统的1/3以下,更便于在安装空间有限的车辆与行走机械上应用。

缺点

第一,需要一套比较复杂的补油系统,必要时尚需附加冲洗系统,元件数量较多且增加了部分功率消耗。

第二,主回路中的工作介质的压力增减循环频率高,与液压油箱中储油的交换比例低,工作介质容易老化。不过随着液压油性能水平的提高,这个缺点现今已不再是严重的问题。

第三,原则上一台(组)液压泵只能为一台或一组功能相关并互相耦合的液压马达供能,而难以用同一泵组为几组独立动作的执行器用户供能。

第四,主回路中的所有元器件和管路系统都需要能承受高压,冷却和滤清装置设置一般只能设置在压力较低的补油系统或壳体泄漏油的回油系统中,它们的通过流量有限,作用效能较低。

“今后进一步提高静液压驱动装置的效率的途径之一,可能是将补油、冲洗系统与变量调节系统分开,按照各自的工况要求优化相关的系统参数。

独特而不可或缺的补油系统

静液压驱动装置所特有的补油泵现多采用结构简单的低压内齿轮泵或摆线齿轮泵,通常集成在主回路变量液压泵的后盖内,与主液压泵同轴驱动。之所以普遍采用内齿轮泵或摆线齿轮泵作为补油泵,除其结构紧凑外,还因其可容纳直径较粗的驱动轴,便于继续向后传输动力。有些具有整体式无级变速器形态的静液压驱动装置的补油泵并不直接由主变量驱动轴驱动,而是由变速器内的另一根时常转动的轴驱动,转速也不一定与主变量泵相同。除了安装位置的原因外,这种方式往往还出于优化补油泵转速的考虑。

闭式回路系统的补油系统原本是一个由跨接在补油泵出口和油箱(等效于补油泵吸油口)之间的补油溢流阀或冲洗溢流阀稳压的恒压系统。早期的变量泵的壳体内体积和空间宽松,随着静液压驱动装置功率密度的大幅提高,主变量泵和变量马达的结构日趋精细紧凑,变量液压缸也必须瘦身,不得不以提高补油压力的方式来补偿维持所需的调节力。时下典型的静液压驱动装置的补油压力已提高到了2.0～2.4MPa,采用某些控制形式时甚至更高达3.2MPa,已经显著超过了为防止系统气蚀和保证系统刚性所需要的基础压力值(一般0.08～1.2MPa已足够,当系统中装有对背压有要求的内曲线马达等时最多1.6MPa)。

单从控制变量机构的要求来说,补油压力提高了以后可以相应地减小对变量机构流量的需求,并有利于提高变量响应速度。然而,事实是补油泵排量并未因用于变量机构的流量需求的下降而显著减小。过高的补油压力不仅使补油系统本身带来的附加能耗增加、效率下降,而且在最高工作压力不变的条件下,补油压力提高的同时也过分增加了主回路的背压,势必减小闭式回路液压系统的有效工作压差,并因之降低了主变量泵和液压马达等功率传输元件的工作效能和实际功率密度。

静液压驱动装置中的补油系统在保证闭式回路系统正常工作的同时,也造成了不可小视的附加功率和功能损失。这说明,目前把补油、冲洗和变量控制的供能系统简单“捆绑”在一起的习惯做法,在控制补油系统能耗方面的考虑还是比较粗放的。作者认为,今后进一步提高静液压驱动装置的效率的途径之一,可能是将补油、冲洗系统与变量调节系统分开,按照各自的工况要求优化相关系统参数。例如降低前者的压力,为后者专设一个压力较高而流量较小、必要时带有蓄能器以应对快速响应要求的控制油源等。这样在系统效率和最大输出转矩等方面,或许还能再抠出几个百分点的收益。

“在输入转速和输出端马达排量恒定的条件下,液压驱动系统原则上有两大类控制输出转速的方式,即阀控方式和泵控方式,它们调节的对象都是改变主回路中的流量。

牵动转速的传动比调节

一套静液压驱动装置本身所能够主动和实时调节的参数是其输入和输出转速之间的传动比。一般情况下,车辆与行走机械的行驶速度是人们的预期目标值。人们通过改变原动机转速(等于静液压驱动装置的输入转速)和传动比来控制静液压传动装置中作为输出元件或执行元件的液压马达的转速,进而控制与之相关的车辆行驶速度。

在输入转速和输出端马达排量恒定的条件下,液压驱动系统原则上有两大类控制输出转速的方式,它们调节的对象都是改变主回路中的流量。对于开式和闭式回路皆如此。

第一种是阀控方式,或称节流型控制或液阻型控制,本质是通过控制设于主泵系统中的节流元件的开度大小来控制输往液压马达的流量。第二种是泵控方式,即一些俄文文献中所称的“容积式调节”。其基本特征是通过改变液压泵的某些机械性质的结构参数来控制其输出流量,实质是采用了可调节排量的变量泵。目前,开式液压系统仍是阀控和泵控并存的局面,而采用闭式回路液压系统的现代静液压驱动装置则绝大多数都采用泵控方式调节主回路中的流量。

与阀控系统只从相对恒定的输入流量中截取一部分供给执行元件,多余的溢流回油箱的方式不同,泵控系统从油源开始其主回路的流量就是“按需产出”。由于没有多余流量的溢流损失,泵控系统的能耗比阀控系统明显减少,尤其在小流量、高压力工况下的效率要比阀控系统高出许多。但是构成泵控系统的变量液压泵的结构远比阀控流量阀更为复杂和昂贵,可调部件如柱塞变量泵中的斜盘、缸体和滑动曲柄等的体积、质量以及相关的惯性力和摩擦力较之阀控系统中的调节阀芯都要大得多,所以它的响应较慢,调节装置自身动作的功率需求较大,元件和控制系统的成本都较高。这些特点使其更适合应用于对效率要求严格的连续运转的传动装置中。

对于静液压驱动技术而言,“容积式调节”的称谓似乎更为全面,因为很多情况下对液压马达也要进行排量调节,而目前似乎还没有人采用与“泵控”相对应的“马达控”这样比较拗口的术语。

提高静液压驱动装置效率的基本原则之一,是尽量不要在主回路系统中设置具有较大液阻的阀类元件和滤油器等辅助器件,也应尽量避免在主回路中的高压侧引出除了必要的压力检测和反馈信号油口以外的旁通回路。前者会引起附加的压力损失,后者则会导致有效流量的损失,两者都会导致系统效率的下降并对调节品质有不利的影响。

闭式回路系统中的主泵输出的流量是难以分配给其他必要的辅助和控制系统的,泵控的闭式回路主系统通常只能专司传输功率流的任务,其他的调节和控制任务尚需由较小功率的辅助泵供油的阀控系统完成。因此几乎所有的静液压驱动系统中都包含了泵控和阀控两种系统,在以泵控为主的闭式回路系统中,阀控系统仍然是不可缺少的补充。

“油液混合动力系统凭借其更高的功率密度和更为成熟的元件,相对于油电混合动力系统具有更好的节能减排效果和更低的全寿命使用成本,而不再拘泥于恒压网络的二次调节液压系统正是油液混合动力传动链中的核心技术之一。

节能显著的二次调节液压系统

自德国汉堡联邦国防工业大学的H.W.Nikolaus在1977年注册了一项新的液压动力传动系统的专利以后,德文名为“Sekund·rgeregeltenAntriebssystem”的液压系统的汉译名称“二次调节液压系统”,在中国的液压业界就成为了以连接在带有液压蓄能器的恒压回路系统内的变量液压马达组构成的特定系统的专用术语。其实这个系统的本身既具有传统意义上的二次调节,也包含了一次调节的内容,即供能系统中的恒压调节。

二次调节液压系统符合在主回路系统中没有液阻较大的阀类元件的要求,属于前述容积调节的范畴。虽然在这一系统中作为动力传输元件的液压泵和液压马达的低压端油口都与液压油箱连接,但它用以输出旋转动力的变量液压马达却可以直接在马达和泵工况之间转化,具备在由输出转速和转矩坐标轴构成的四个象限中作功和吸能运转的能力。在外特性和适合应用的领域方面,与具有对称和可逆特点的采用闭式回路的静液压驱动系统具有许多共同之处,而与泵及马达同样与油箱直联的开式回路的液压系统的区别则较大。

该系统的独特之处是在一个公共的恒压网络中通过对于输出元件(变量液压马达)的排量控制实现在所需输出转速下对于负载的转矩和功率需求的匹配。这种配置方式很像电力系统中的公共市电网以恒定的电压统一供电,各用户自行连接和独立调节所装设电器的数量、输出转速、加热功率和照明亮度等使用参数的情况。相对于传统的闭式回路静液压驱动装置,二次调节液压系统的主要优点体现在多执行元件支持能力和通过回收终端的多余能量实现节能这两个方面。

然而二次调节液压系统所存在的一些缺点,如调节控制系统比较复杂并且具有不安定性;需要使用能够双向变量的液压马达,可选择的布局安装方式亦较为有限;不可能为克服几秒钟的峰值载荷预留巨大的排量储备;需要通过增大马达排量来提高输出转速,功能与结构相悖,不能充分发挥马达原有的的调速范围和功率容量;难以用于调节往复作用的液压缸等。

目前,二次调节液压系统主要应用在一些需要输出旋转动力但负荷具有明显周期变化的工业设备中,并以其节能效果好、装机功率小和调节品质高等优势,在冶金、采油、锻压和造纸等行业和一些动力传动装置试验检测设备中,为液压传动技术继续占有一席之地。在行走液压领域的应用则主要在需要多个执行元件同时独立动作而又有明显的回收负载势能效果的大型起重设备的卷扬绞盘等工作部件上。中国农机院液压所曾于20世纪80年代后期研制过一台采用这一技术,且可用电缆遥控的滑移转向式装载机样机,创新思维十分超前。

液压马达制动回路 篇7

同步回路指两个或两个以上的液压执行机构 (液压缸或液压马达) , 在相同时间内运动保持相同位移 (液压缸) 或转角 (液压马达) 的回路。对于同缸径与杆径的液压缸和等排量的液压马达而言, 位移/转角同步则其运动速度相同, 理论上控制每个液压缸或者液压马达的进/出流量使其一致, 则可实现液压缸或液压马达同步控制的目的。但在液压同步系统中, 尽管液压缸的有效工作面积相等, 但是由于运动中所受负载不均衡, 摩擦阻力也不相等, 管路的长度不一致, 泄漏量的不同、油缸的有效行程、制造上的误差以及油缸的安装精度等, 不能使液压缸同步动作。同步回路的作用就是为了克服这些影响, 补偿它们在流量上所造成的变化。在连铸设备中为了满足其工况要求, 很多液压系统采用了液压同步控制回路。例如:引锭杆对中、扇形段夹紧油缸升降、两缸驱动辊升降、移载机升降、中间罐车液压升降、推钢机平移、堆垛机升降、废料台车升降、扇形段在线远程辊缝自动调整等。

2 连铸设备液压同步回路

2.1 节流阀控制的同步回路

在连铸机切割后辊道的引锭杆对中装置液压系统中采用了节流阀控制的同步回路。工艺上要求送引锭杆时, 引锭杆收存装置小车将引锭杆放到辊道上, 然后使用引锭杆对中装置将引锭杆在辊道上对中。保证引锭杆准确地送到结晶器下部, 工艺上仅对引锭杆位置有严格要求, 对对中时间没有严格要求。综合考虑采用节流阀控制的同步回路来实现引锭杆对中液压缸的同步, 只需手动调节各个节流阀使其阀口开度基本一致。节流阀控制的同步回路除了用在引锭杆对中上, 还用于扇形段夹紧油缸升降、两缸驱动辊升降等液压控制回路中 (如图1) 。

节流阀控制的同步回路适用于同步要求不是很高、负载稳定、流量较小或者同步功能可以通过机械结构进行缓冲的场合, 特点是控制简单, 投资成本非常低, 但效率比较低, 同步精度一般低于5%~10%。

2.2 调速阀控制的同步回路

在连铸机精整区移载机工位中, 由于板坯在输送过程中难免会出现偏斜、不居中的情况, 而四个油缸设置是均匀的, 如果不设置调速阀保证同步, 将会导致偏载油缸受力不均匀, 速度不一致, 发生板坯滑落、油缸卡死、设备损坏等故障。调速阀的原理是在节流阀的出口处安装了一个压力补偿器, 由于压力补偿器不断的起到压力补偿的作用, 流量就能保持一致, 为了能在两个方向控制流量, 在流量控制阀下面安装了一个整流叠加板。由于移载机在工艺上对时间和位移都有较高的要求, 综合考虑采用调速阀控制的同步回路来实现移载机升降液压缸的同步 (如图2) 。

调速阀调节同步回路适应于同步要求较高、且要求速度基本不受负载影响、流量不是很大的回路, 调速阀调节同步回路结构简单, 并且可以调速, 但是由于受到油温变化以及调速阀性能差异等影响, 同步精度较低, 一般在5%~7%左右。

2.3 同步马达控制的同步回路

连铸机中间罐车升降框架工艺上要求四个升降缸必须保证升降同步, 精度要求很高, 才能保证中包中钢水在升降过程中平稳, 不至溢出发生事故。综合考虑采用同步马达控制的同步回路来实现中间罐车升降液压缸的同步, 同步马达控制的同步回路除了用在中间罐车升降上, 还用于推钢机平移、堆垛机升降、废料台车升降等液压控制回路中 (如图3) 。

同步马达调节同步回路适应于同步要求较高、且要求速度基本不受负载影响、流量变化大的回路, 同步精度较高, 一般在2%~5%左右。但是同步马达的内部压力损失比较大, 且其结构决定了系统回路回油管上必须有0.3~0.5MPa的背压, 同步马达调节同步回路应用于重载液压系统中。

2.4 伺服阀配合液压缸位置传感器控制的同步回路

连铸机扇形段在线远程辊缝自动调整工艺上要求四个夹紧缸必须保证升降同步, 精度要求非常高, 才能保证辊缝的精度和铸坯的厚度精度, 实现动态轻压下 (如图4) 。

伺服阀配合液压缸位置传感器控制的同步回路的同步精度非常高, 位置精度可达0.1mm甚至更高, 能够时刻保持同步, 而且频响可以达到较高的水平, 但是投资成本非常高并且控制方式比较复杂。

3 结论

以上四种液压同步回路为连铸设备中运用较多的同步回路, 根据不同的工艺要求、控制精度、投资成本等因素, 综合考虑选用适当的同步控制方式来满足工艺要求, 做到安全可靠、经济实用。

参考文献

[1]解通护.液压同步回路在连铸机上的应用.工程建设与设计, 2005 (5) .

双回路液压制动系统 篇8

1 工作原理(图1)

P-供油口;B-其他回路;N-回油口;R1-蓄能器接口;R2-蓄能器接口;T1-制动器接口;T2-制动器接口;F1-制动灯接口;F2-制动灯接口;F-蓄能器压力开关接口 1-两位两通阀;2-单向阀;3-过滤器;4-泵;5-三位四通阀;6-单向阀;7-两位两通阀;8-蓄能器压力开关;9-单向阀;10-R2蓄能器;11-R1蓄能器;12-脚踏阀;13-F1制动压力开关;14-F2制动压力开关

双回路液压制动系统主要是由蓄能器充液部分(包括序号1、2、5)和脚踏制动部分(序号12)组成。

1)充液部分:

当蓄能器压力达到它的压力下限(设定好的)时(正如图1序号1和序号5所示的位置),充液阀给蓄能器充液;当蓄能器压力达到它的压力上限时,充液阀将自动停止给蓄能器充液(图1序号1和序号5阀都处于上位时),此时泵将油液供给其他液压回路或回油箱。

2)脚踏制动部分:

当制动阀(序号12)处于自由状态时,制动油口(T1口、T2口)和油箱(N口)相通。当阀最初被踩动时,油箱口(N口)对制动油口关闭。继续踩动踏板,压力油口(R1口、R2口)对制动油口打开。加大踩踏板力时,将会增加制动油口的压力,制动阀输出的压力与踏板转动的角度成比例,(图1序号12在上位时,即R1、R2分别和T1、T2相连)。松开踏板,脚踏制动阀重新回到自由状态,制动解除。即制动油口与油箱接通(如图1序号12展示位置)。

3)两位两通阀:

(1)假如蓄能器R1和蓄能器R2压力都比总回路低(即F口处密闭管路),那么充液阀会通过单向阀序号6和序号9向蓄能器R1和蓄能器R2充液。(2)假如R1压力高,那么R1压力油液会通过两位两通阀(序号7)返回到总回路,同时也会给蓄能器R2压力,保证两个蓄能器一样的压力。(3)R2的压力高时,不会提供给R1油液。不过R1压力低于蓄能器压力下限时,充液阀就应该向蓄能器充液了。使得每一个蓄能器都能够有足够的制动压力。这个两位两通阀是保证充液阀能检测到蓄能器的压力,确保了蓄能器压力低(即蓄能器的压力下限值)时,充液阀立刻向蓄能器充液。

4)其他件:

蓄能器压力开关(序号8)为常闭式压力开关,当液压制动系统出现故障时,警示灯变亮,提示驾驶员车辆应停靠路边。制动压力开关(序号13、序号14)为常开式压力开关,当车辆刹车时,刹车灯变亮,以警示后面车辆,避免车辆追尾。

2 优势

1)脚踏制动部分是由两个独立的制动回路组成。当其中一个回路出现故障时,另一个制动回路系统能继续正常工作。

2)与其他液压回路共用一个供油源,使系统简化。

3)由于蓄能器的存在,当发动机熄火时,仍然可以做4~5次制动。

3 注意事项

1)如果在供油泵和液压制动系统之间安装溢流阀,溢流阀的压力必须高于蓄能器的压力上限值的30bar。

2)如果从充液阀接口出来的油还接其他系统,则其他系统必须有自己的溢流阀设定。

3)如果B口不与其他液压回路连接时(不与转向油路共用同一油源),则B口必须与油箱连通。

4)如果要充液充分,在起始时,应在充液阀P口或蓄能器接口处做排气工作。