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摘要:針對油壓機液壓系統普遍存在震動大、回程速度慢和能耗大等問題進行了研究,提出了對這幾種問題的解決方案,并對各種方案進行了論證和比較。

　　油壓機是常見而典型的液壓設備,其種類繁多,形式多樣,用途各異。但在使用過程中,這些設備總存在著震動大、回程速度慢、能耗大等不足。圖1所 示為一種油壓機的液壓系統原理圖。從原理上講,該圖能夠滿足油壓機動作上的要求,但經仔細分析該圖,我們發現該系統存在以下問題。

　　1 系統的回程泄壓問題

　　1.1 問題產生的原因

　　如圖1所示,系統回程時,電磁鐵2YA得電,這時電液閥1換向,壓力油經電液閥進入油缸有桿腔,同時打開液控單向閥2,油缸3無桿腔的油液經液 控單向閥2和電液閥1回油箱。油缸無桿腔油液在工進動作后正處于高壓狀態,其壓力通常為30MPa左右。可以想象如此高的壓力油瞬間釋放會給系統造成多大 的震動和破壞.因此,必須解決好系統回程時的泄壓問題。

　　1.2 解決方案

　　我們研究發現,以下幾種方案可以有效解決油壓機液壓系統回程時的泄壓問題,從而防止系統回程時產生沖擊和炮鳴現象,如圖2所示。

　　1.3 方案論證

　　圖2所示的這幾種方案中, (a)、(b)兩種方案中的液控單向閥2都必須選擇帶卸荷閥芯的液控單向閥,其結構原理如圖3所示。

　　在圖2 (a)方案中,當電磁閥2YA得電動作時,油缸3有桿腔的油液壓力取決于溢流閥4a的調定壓力。當溢流閥4a調定的壓力適當時,液控單向閥推桿僅能將其卸 荷閥芯頂開而不至于將主閥芯頂開,實現油缸3無桿腔回程泄壓。當油缸3無桿腔油液壓力低于一定值時,液控單向閥推桿便將其主閥芯頂開,實現系統回油。溢流 閥4a的壓力調節有一個范圍,其計算如下:

　　設圖3中溢流閥調定壓力為pY,則由受力平衡原理知:

式中:S1-液控單向閥推桿活塞面積; S2)卸荷閥芯有效面積;S3-主閥芯活塞面積;f-彈簧力。

　　當溢流閥4a的調定壓力偏下*,系統的泄壓效果好,回程沖擊小,但回程時間長;反之,若溢流閥4a的調定壓力偏上限,則回程時間短,但泄壓效果不好,回程沖擊大。

　　在圖2(b)方案中,當電磁閥2YA得電動作時,油缸3無桿腔的油液回程壓力取決于順序閥4b的調節壓力,它的原理與圖2(a)方案相類似,只是控制點不同。要注意的是電磁閥2YA得電動作后順序閥4b兩端的壓差$p要大于頂開液控單向閥2卸荷閥芯所需壓力,即

　　圖2 (c)所示方案,在回程時只需3YA先得電接通,延時一段時間后2YA接通,實現回程泄壓,其關鍵是調節好延時時間。此時液控單向閥2可選擇不帶卸荷閥芯的類型。

　　1.4 方案比較

　　總結圖2所示的三種回程泄壓方案,方案(a)的優點在于結構簡單,容易實現。缺點是對油缸無桿腔壓力間接控制,因而不能得到*的泄壓點。 它主要應用于對系統振動控制要求不太高的場合;方案(b)直接控制油缸無桿腔的回程壓力,結構比較復雜,它也主要應用于對系統振動控制要求不太高的場合; 方案(c)結構復雜,但由于卸壓時間任意可調,故可將無桿腔壓力降為零,從而可使回程時系統無任何沖擊,這是(a)和(b)兩種方案所不能實現的。因此, 選擇哪種泄壓方案應根據不同的要求進行選擇。

　　2 進出油流量不對稱問題

　　如圖1所示,設油缸無桿腔活塞面積為S無,有桿腔活塞的有效面積為S有,活塞的移動速度為v,則回程時流出油缸無桿腔的油液與流進油缸有桿腔的油液將不相等,其差值為:

　　設油缸1無桿腔活塞面積S無與有桿腔活塞有效面積S有之比為

　　則回程時出口油流量為進口油流量的3倍,即

　　當系統流量很大時,為滿足系統回程速度要求,必須選擇較大的電液閥,這將使系統結構復雜,造價昂貴,這就需要我們解決好系統的進出油流量不對稱問題。給系統增加一液控單向閥5實現回程分流不失為一種簡單有效的解決方案,如圖4所示。

　　系統回程時,油缸無桿腔油液同時經液控單向閥2和液控單向閥5回油,實現回油分流,從而提高系統回程速度。

　　3 系統中位卸荷問題

　　3.1 問題產的原因

　　如圖1所示,當電液閥處于中位時,系統必須卸荷,否則油泵會產生很大的噪音和磨損,系統能耗大。

　　3.2 方案提出

　　經研究發現,以下幾種方案可以有效解決油壓機液壓系統的中位卸荷問題,如圖5所示。

　　3.3 方案論證和比較

　　圖5 (a)所示為zui簡單的解決方案,該方案選用M型機能的電液閥來實現系統中位卸荷。在該方案中,為了使電液閥在換向時能夠產生控制壓力油,必須在回油路中增 加一背壓閥7。但在大流量的油壓機中,該方案會給系統造成*的能量損失。例如,設油泵流量為300L/min,背壓閥7的調定壓力為1.5MPa,則當 電液閥處于中位時,系統卸荷時所損耗功率為油泵的輸出功率,即:

式中--油泵輸出壓力(等于溢流閥調定壓力);

　　Qp--油泵輸出流量;G)效率。

　　可見該方案在大流量系統中應用的不足。圖5中,方案(b)是方案(a)的一種改進,它同樣采用M型機能的電液閥來實現系統中位卸荷,但電液控閥 的控制壓力油由另外一臺小流量泵8供給。這時,設油泵8的流量為10L/min,溢流閥9的調定壓力為1.5MPa,則其能量損耗為:

　　可見方案(b)比方案(a)在節能方面要好得多,但系統要額外增加一臺供油泵,因而結構較復雜,而且油泵8必須連續運轉,其能耗也不容忽視。圖 5 (c)方案為一種綜合性較好的方案。該方案選用O型機能的電液閥,采用另加旁路的辦法來解決系統中位卸荷問題。該方案中,當電液閥1處于中位時,電磁閥 10的電磁鐵4YA同時斷電,這時,油泵輸出的油液直接經電磁換向閥流10回油箱,因而其能量損失近為零。在1YA或2YA得電時, 4YA也同時得電,以便得到相應的控制油壓力。該方案結構復雜,造價高。

　　4 結束語

　　本文研究了油壓機存在的諸如震動大、回程慢、能耗大等特點,結合液壓閥件的結構特點,提出較為完善的解決方案,對油壓機液壓系統設計有重要的參考價值。