摘要:针对油压机液压系统普遍存在震动大、回程速度慢和能耗大等问题进行了研究,提出了对这几种问题的解决方案,并对各种方案进行了论证和比较。

　　油压机是常见而典型的液压设备,其种类繁多,形式多样,用途各异。但在使用过程中,这些设备总存在着震动大、回程速度慢、能耗大等不足。图1所 示为一种油压机的液压系统原理图。从原理上讲,该图能够满足油压机动作上的要求,但经仔细分析该图,我们发现该系统存在以下问题。

　　1 系统的回程泄压问题

　　1.1 问题产生的原因

　　如图1所示,系统回程时,电磁铁2YA得电,这时电液阀1换向,压力油经电液阀进入油缸有杆腔,同时打开液控单向阀2,油缸3无杆腔的油液经液 控单向阀2和电液阀1回油箱。油缸无杆腔油液在工进动作后正处于高压状态,其压力通常为30MPa左右。可以想象如此高的压力油瞬间释放会给系统造成多大 的震动和破坏.因此,必须解决好系统回程时的泄压问题。

　　1.2 解决方案

　　我们研究发现,以下几种方案可以有效解决油压机液压系统回程时的泄压问题,从而防止系统回程时产生冲击和炮鸣现象,如图2所示。

　　1.3 方案论证

　　图2所示的这几种方案中, (a)、(b)两种方案中的液控单向阀2都必须选择带卸荷阀芯的液控单向阀,其结构原理如图3所示。

　　在图2 (a)方案中,当电磁阀2YA得电动作时,油缸3有杆腔的油液压力取决于溢流阀4a的调定压力。当溢流阀4a调定的压力适当时,液控单向阀推杆仅能将其卸 荷阀芯顶开而不至于将主阀芯顶开,实现油缸3无杆腔回程泄压。当油缸3无杆腔油液压力低于一定值时,液控单向阀推杆便将其主阀芯顶开,实现系统回油。溢流 阀4a的压力调节有一个范围,其计算如下:

　　设图3中溢流阀调定压力为pY,则由受力平衡原理知:

式中:S1-液控单向阀推杆活塞面积; S2)卸荷阀芯有效面积;S3-主阀芯活塞面积;f-弹簧力。

　　当溢流阀4a的调定压力偏下*,系统的泄压效果好,回程冲击小,但回程时间长;反之,若溢流阀4a的调定压力偏上限,则回程时间短,但泄压效果不好,回程冲击大。

　　在图2(b)方案中,当电磁阀2YA得电动作时,油缸3无杆腔的油液回程压力取决于顺序阀4b的调节压力,它的原理与图2(a)方案相类似,只是控制点不同。要注意的是电磁阀2YA得电动作后顺序阀4b两端的压差$p要大于顶开液控单向阀2卸荷阀芯所需压力,即

　　图2 (c)所示方案,在回程时只需3YA先得电接通,延时一段时间后2YA接通,实现回程泄压,其关键是调节好延时时间。此时液控单向阀2可选择不带卸荷阀芯的类型。

　　1.4 方案比较

　　总结图2所示的三种回程泄压方案,方案(a)的优点在于结构简单,容易实现。缺点是对油缸无杆腔压力间接控制,因而不能得到*的泄压点。 它主要应用于对系统振动控制要求不太高的场合;方案(b)直接控制油缸无杆腔的回程压力,结构比较复杂,它也主要应用于对系统振动控制要求不太高的场合; 方案(c)结构复杂,但由于卸压时间任意可调,故可将无杆腔压力降为零,从而可使回程时系统无任何冲击,这是(a)和(b)两种方案所不能实现的。因此, 选择哪种泄压方案应根据不同的要求进行选择。

　　2 进出油流量不对称问题

　　如图1所示,设油缸无杆腔活塞面积为S无,有杆腔活塞的有效面积为S有,活塞的移动速度为v,则回程时流出油缸无杆腔的油液与流进油缸有杆腔的油液将不相等,其差值为:

　　设油缸1无杆腔活塞面积S无与有杆腔活塞有效面积S有之比为

　　则回程时出口油流量为进口油流量的3倍,即

　　当系统流量很大时,为满足系统回程速度要求,必须选择较大的电液阀,这将使系统结构复杂,造价昂贵,这就需要我们解决好系统的进出油流量不对称问题。给系统增加一液控单向阀5实现回程分流不失为一种简单有效的解决方案,如图4所示。

　　系统回程时,油缸无杆腔油液同时经液控单向阀2和液控单向阀5回油,实现回油分流,从而提高系统回程速度。

　　3 系统中位卸荷问题

　　3.1 问题产的原因

　　如图1所示,当电液阀处于中位时,系统必须卸荷,否则油泵会产生很大的噪音和磨损,系统能耗大。

　　3.2 方案提出

　　经研究发现,以下几种方案可以有效解决油压机液压系统的中位卸荷问题,如图5所示。

　　3.3 方案论证和比较

　　图5 (a)所示为zui简单的解决方案,该方案选用M型机能的电液阀来实现系统中位卸荷。在该方案中,为了使电液阀在换向时能够产生控制压力油,必须在回油路中增 加一背压阀7。但在大流量的油压机中,该方案会给系统造成*的能量损失。例如,设油泵流量为300L/min,背压阀7的调定压力为1.5MPa,则当 电液阀处于中位时,系统卸荷时所损耗功率为油泵的输出功率,即:

式中--油泵输出压力(等于溢流阀调定压力);

　　Qp--油泵输出流量;G)效率。

　　可见该方案在大流量系统中应用的不足。图5中,方案(b)是方案(a)的一种改进,它同样采用M型机能的电液阀来实现系统中位卸荷,但电液控阀 的控制压力油由另外一台小流量泵8供给。这时,设油泵8的流量为10L/min,溢流阀9的调定压力为1.5MPa,则其能量损耗为:

　　可见方案(b)比方案(a)在节能方面要好得多,但系统要额外增加一台供油泵,因而结构较复杂,而且油泵8必须连续运转,其能耗也不容忽视。图 5 (c)方案为一种综合性较好的方案。该方案选用O型机能的电液阀,采用另加旁路的办法来解决系统中位卸荷问题。该方案中,当电液阀1处于中位时,电磁阀 10的电磁铁4YA同时断电,这时,油泵输出的油液直接经电磁换向阀流10回油箱,因而其能量损失近为零。在1YA或2YA得电时, 4YA也同时得电,以便得到相应的控制油压力。该方案结构复杂,造价高。

　　4 结束语

　　本文研究了油压机存在的诸如震动大、回程慢、能耗大等特点,结合液压阀件的结构特点,提出较为完善的解决方案,对油压机液压系统设计有重要的参考价值。