典型液压传动系统实例分析资料报告

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1、word第四章 典型液压传动系统实例分析第一节 液压系统的型式及其评价一、液压系统的型式 通常可以把液压系统分成以下几种不同的型式。1按油液循环方式的不同分按油液循环方式的不同，可将液压系统分为开式系统和闭式系统。（1）开式系统图4.1 开式系统如图4.1所示，开式系统是指液压泵1从油箱5吸油，通过换向阀2给液压缸3（或液压马达）供油以驱动工作机构，液压缸3（或液压马达）的回油再经换向阀回油箱。在泵出口处装溢流阀4。这种系统结构较为简单。由于系统工作完的油液回油箱，因此可以发挥油箱的散热、沉淀杂质的作用。但因油液常与空气接触，使空气易于渗入系统，导致工作机构运动的不平稳及其它不良后果。为了保证

2、工作机构运动的平稳性，在系统的回油路上可设置背压阀，这将引起附加的能量损失，使油温升高。在开式系统中，采用的液压泵为定量泵或单向变量泵，考虑到泵的自吸能力和避免产生吸空现象，对自吸能力差的液压泵，通常将其工作转速限制在额定转速的75以，或增设一个辅助泵进行灌注。工作机构的换向则借助于换向阀。换向阀换向时，除了产生液压冲击外，运动部件的惯性能将转变为热能，而使液压油的温度升高。但由于开式系统结构简单，因此仍为大多数工程机械所采用。 （2）闭式系统如图4.2所示。在闭式系统中，液压泵的进油管直接与执行元件的回油管相联，工作液体在系统的管路中进行封闭循环。闭式直系统结构较为紧凑，和空气接触机会较少，

3、空气不易渗入系统，故传动的平稳性好。工作机构的变速和换向靠调节泵或马达的变量机构实现，避免了在开式系统换向过程中所出现的液压冲击和能量损失。但闭式系统较开式系统复杂，由于闭式系统工作完的油液不回油箱，油液的散热和过滤的条件较开式系统差。为了补偿系统中的泄漏，通常需要一个小容量的补油泵进行补油和散热，因此这种系统实际上是一个半闭式系统。 图4.2 闭式系统 1-液压泵；2-液压马达；3-单向阀，4-补油泵；5-油箱图4.3 单泵系统一般情况下，闭式系统中的执行元件若采用双作用单活塞杆液压缸时，由于大小腔流量不等，在工作过程中，会使功率利用率下降。所以闭式系统中的执行元件一般为液压马达。如大型液压

4、挖掘机、液压起重机中的回转系统，全液压压路机的行走系统与振动系统中的执行元件均为液压马达。闭式系统中执行元件为液压马达的另一优点是在起动和制动时，其最大起动力矩和制动力矩值相等。2按系统中液压泵的数目分按系统中液压泵的数目可将其分为单泵系统、双泵系统和多泵系统。（1）单泵系统由一个液压泵向一个或一组执行元件供油的液压系统，即为单泵液压系统，如图4.3所示。单泵系统适用于不需要进行多种复合动作的工程机械，如推土机、铲运机等铲土运输机械的液压系统。对某些工程机械如液压挖掘机、液压起重机的工作循环中，既需要实现复合动作，又需要对这些动作能够进行单独调节，采用单泵系统显然是不够理想的。为了更有效地利用

5、发动机功率和提高工作性能，就必须采用双泵系统或多泵系统。（2）双泵系统图4.4为双泵液压系统图。双泵液压系统实际上是两个单泵液压系统的组合。每台泵可以分别向各自回路中的执行元件供油。每台泵的功率是根据各自回路中所需的功率而定，这样可以保证进行复合动作。图4.4 双泵液压系统1-双联液压泵；2-换向阀；3-多路换向阀；4-变速阀；5-先导阀；6-行走马达；7-缓冲制动阀；8-回转马达；9-回转马达换向阀当系统中只需要进行单个动作而又要充分利用发动机功率时，可采用合流供油方式，即将两台液压泵的流量同时供给一个执行元件。这样可使工作机构的运动速度加快。这种双泵液压系统在中小型液压挖掘机和起重机中已被

6、广泛采用。 （3）多泵系统为了进一步改进液压挖掘机和液压起重机的性能，近年来在大型液压挖掘机和液压起重机中，开始采用三泵系统。图4.5为三泵液压系统原理图。这种三泵液压系统的特点是回转机构采用独立的闭式系统，而其它两个回路为开式系统。这样，可以按照主机的工作情况，把不同的回路组合在一起，以获得主机最佳的工作性能。3按所用液压泵型式的不同分按所用液压泵型式的不同，可将液压系统分为定量系统和变量系统。（1）定量系统。采用定量泵的液压系统，称为定量系统，如图4.3，图4.4所示。定量系统中所用的液压泵为齿轮泵、叶片泵或柱塞泵。 图 4.5 三泵液压系统原理图 图4.6 定量系统与变量系统功率利用率比

7、较 液压泵的功率是按理论功率选取的。对定量泵，当发动机转速一定时，流量Q也一定。而压力是根据工作循环中需要克服的最大阻力确定的，因此液压系统工作时，液压泵功率是随工作阻力变化而改变的。在一个工作循环中液压泵达到满功率的情况是非常少的。 据统计，在挖掘机中定量泵功率的平均利用率约为5460(图4.6)。 液压系统中液压泵的理论功率与发动机有效功率之比约为0812。对定量泵，其功率比值可取在l以上，但应小于发动机的功率储备，以免突然过载时造成发动机熄火而影响正常工作。（2）变量系统图4.7 恒功率控制变量泵的功率特性曲线变量系统中所用的液压泵为恒功率控制的轴向柱塞泵，泵的功率特性曲线如图4.7所示

8、。从图中可以看出，功率调节器中，控制活塞右面有压力油作用，控制活塞左面有弹簧力的作用，当泵的出口压力低于弹簧装置预紧压力时，弹簧装置未被压缩，液压泵的摆角处于最大角度，此时泵的排量也为最大。随着液压泵出口压力的增高弹簧被压缩，液压泵的摆角也就随着减小，排量也就随之减少。液压泵在出口压力和弹簧装置预压紧力相平衡时的位置，称为调节起始位置。调节起始位置时，作用在功率调节器中控制活塞上的液压力称为起调压力。当液压泵的出口压力大于起调压力时，由于调节器中弹簧压缩力与其行程有近似于双曲线的变化关系，因而在转速恒定时，液压泵出口压力与流量也呈近似于双曲线的变化。这样液压泵在调节围之始终保持恒功率的工作特性

9、。由于液压泵的工作压力是随外载荷的大小而变化的，因此，可使工作机构的速度随外载荷的增大而减小，或随外载荷的减小而增大，使发动机功率在液压泵调节围之得到充分利用。变量泵的起调压力p0是由弹簧装置的刚度和液压系统的要求决定的。调节终了压力pmax是由液压系统决定、由安全阀调定。相应于起调压力时的摆角为最大，相应于调节终了时的摆角为最小。变量泵的优点是在调节围之，可以充分利用发动机的功率，缺点是结构和制造工艺复杂，成本高。为了防止发动机因过载而突然熄火，一般将液压泵的理论功率与发动机有效功率之比限于08l.0之间。4按向执行元件供油方式的不同分按向执行元件供油方式的不同，可将液压系统分为串联系统和并

10、联系统。（1）串联系统在系统中，当一台液压泵向一组执行元件供油时，上一个执行元件的回油即为下一个执行元件进油的液压系统称为串联系统，如图4.8。在串联系统中，若液压泵输出的压力油以压力pl，流量Ql进入第一个执行元件，以压力p2、流量Q2进入第二个执行元件。那么，在不考虑损失的情况下，对双作用单活塞杆液压缸，QlQ2。Q1、Q2与液压缸活塞的有效面积Sl、S2成正比，即图4.8 串联系统 (41)在不考虑管路和执行元件中的能量损失时，第一个执行元件中的工作压力p1，取决于克服该执行元件上载荷所需的压力p和第二个执行元件的工作压力p2，即：p1=p+p2 （42）这说明在串联系统中，每通过一个执

11、行元件工作压力就要降低一次。因此串联系统的特点是：当主泵向多路阀控制的各执行元件供油时，只要液压泵出口压力足够，便可实现各执行元件的运动的复合。但由于执行元件的压力是叠加的，所以克服外载荷的能力将随执行元件数量的增加而降低。（2）并联系统图 4.9并联系统并联系统是指在系统中，当一台液压泵同时向一组执行元件供油时，进入各执行元件的流量只是液压泵输出流量的一部分，如图4.9所示。并联系统的特点是：当主泵向多路阀所控制的各执行元件供油时，流量的分配是随各执行元件上外载荷的不同而变化，压力油首先进入外载荷较小的执行元件。只有当各执行元件上外载荷相等时，才能实现同时动作。液压泵的出口压力取决于外载荷小

12、的执行元件上的压力与该油路上的压力损失之和。由于并联系统在工作过程中只需克服一次外载荷，因此克服外载荷的能力较大。除了上述的分类以外，按调速方法的不同，液压系统又有节流调速系统和容积调速系统之分。这部分已在速度调节基本回路中介绍过，这里不再赘述。二、液压系统的评价随着液压技术的发展，液压传动在国外工程机械、机床等方面应用越来越广泛。任何一种机械的液压传动系统都应满足重量轻、体积小、结构简单、使用方便、效率高和质量好的要求。其中尤应强调质量好和效率高，并在保证质量好、效率高的基础上应尽可能地采用先进技术。液压机械性能的优劣，主要是取决于液压系统性能的好坏。而液压系统性能的好坏则又以系统中所用元件

13、的质量好坏和所选择的基本回路恰当与否为前提。对一个液压系统的评价，应该从液压系统的效率、功率利用、调速围和微调特性、振动和噪声等几个方面加以分析对比。1液压系统的效率在保证主机性能要求的前提下，应该使液压系统具有尽可能高的效率。液压系统效率的高低反映了液压系统中能量损失的多少。这种能量损失最终是以热的形式出现，使系统的油温升高。系统中引起能量损失的因素很多，主要有以下几个方面：（1）换向阀在换向制动过程中出现的能量损失在开式系统中工作机构的换向只能借助于换向阀封闭执行元件的回油路，先制动后换向。当执行元件及其外载荷的惯性很大时，在制动过程中压力油和运动机构的惯性都迫使执行元件继续运动，同时压入

14、回油腔的液体，使回油腔的压力增高，严重时可达几倍的工作压力。液体在此高压作用下，将从换向阀或制动阀的开口缝隙中挤出，从而使运动机构的惯性能变为热耗，使系统的油温升高。在一些换向频繁，载荷惯性很大的系统中，如挖掘机的回转系统，由于换向制动而产生的热耗是十分可观的，有可能成为系统发热的主要因素。（2）元件本身的能量损失元件的能量损失包括液压泵、液压马达、液压缸和控制元件等的能量损失，其中以泵和液压马达的损失为最大。液压泵和液压马达中能量损失的多少，可用效率来表示。液压泵和液压马达效率的高 低，是作为其质量好坏的主要指标之一。液压泵和液压马达的效率等于机械效率和容积效率的乘积，机械效率和容积效率是与

15、多种因素有关的，如工作压力、转速和工作油液的粘度等。一般，每一台液压泵和液压马达在一个额定的工作点，即在一定的压力和一定的转速下，具有最高的效率，当增加或降低转速和工作压力时，都会使效率下降。管路和控制元件的结构，同样也可以影响能量损失的大小。因为油液流动时的阻力与其流动状态有关，为了减少流动时的能量损失，可在结构上采取改进措施：对于管件，可增大截面积以降低流动速度；对于控制元件，可增大结构尺寸，以增大通流量。但增加的结构尺寸超过一定数值时，就会影响到经济性。此外，在控制元件的结构中，两个不同截面之间的过渡要圆滑以尽量减少摩擦损失。（3）溢流损失当液压系统工作时，工作压力超过溢流阀(安全阀或过

16、载阀)的开启压力时，溢流阀开启，液压泵输出的流量全部或部分地通过溢流阀而溢流。可能出现溢流阀溢流的工况有：回转机构的启动与制动过程；负载太大，液压缸中的工作压力超过溢流阀的开启压力而仍继续工作；工作机构液压缸达到终点极限位置，而换向阀尚未改变工作位置。在系统工作时，应尽量减少溢流损失。这可从设计因素和操作因素上采取措施。（4）背压损失为了保证工作机构运动的平稳性，常在执行元件的回油路上设置背压阀。背压越大，能量损失亦越大。一般情况下液压马达的背压要比液压缸大；低速液压马达的背压要比高速马达大。为了减少因回油背压而引起的发热，在保证工作机构运动平稳性的条件下，尽可能减少回油背压，或利用这种背压做

17、功。综上所述，为了保证液压系统具有高的效率，必须控制和减少系统与元件的能量损失，亦即控制和减少系统总发热量。2功率利用 液压系统的功率利用反映了主机的生产率。一般情况下，采用恒功率变量泵的变量系统其功率利用率要比定量系统高。在双泵系统中，为提高功率利用率除采用变量系统外，还可采用合流供油。 目前，为了提高功率利用，在国外的工程机械液压系统中，对液压泵采用了零位起调，即在工作压力小于液压泵起调压力时，液压泵的流量为最小。这样可以减少低压时的功率损失。3调速围和微调特性大多数液压机械其工作机构的载荷及速度的变化围较大，这就要求液压系统应具有较大的调速围。不同机械其调速围是不同的，即使在同一机械中，

18、不同的工作机构其调速围也不一样。调速围大小可以用速比i来衡量。对液压马达： （43）式中 nMmax液压马达最大转速；nMmin液压马达最小转速。对液压缸： （44）式中 vGmax液压缸最大运动速度；vGmin液压缸最小运动速度。在调速围执行元件扭矩或推力的变化表示如下。对液压马达，用扭矩比WM表示： （45）式中 MMmax液压马达最大输出扭矩；MMmin液压马达最小输出扭矩。对液压缸，用推力比WG表示： （46） 式中 PGmax液压缸最大推力(大腔)；PGmin液压缸最小推力(大腔)。微调特性反映了工作机构速度调节时的灵敏程度。不同的工程机械对微调特性有不同的要求。如铲土运输机械、挖掘

19、机械对微调特性的要求不高，而有的机械如吊装用工程起重机对微调特性则有严格的要求。4振动和噪声液压系统的振动和噪声是由组成系统各元件的振动和噪声引起，其中以泵和阀最严重。振动与噪声给液压系统带来一系列不良后果，严重时液压系统将不能工作，因此必须对振动和噪声予以控制。减少液压系统振动和噪声的关键是控制系统中各元件的振动和噪声，减少液压泵的流量脉动和压力脉动以及减少液压油在管路中的冲击。 第二节 液压随动恒功率控制系统液压随动恒功率系统的特点是可控制工作机始终在恒功率状态下工作。这对提高时效、提高工作效率及提高设备的寿命都大有益处。恒功率系统及其随动装置广泛应用于各行各业，这里以钻机的恒功率控制为例

20、说明它的作用及原理。石油钻井，依靠钻头产生的力矩M及钻头的转速n，进行钻进，当钻头碰到硬地层或钻压加大时，钻头上的负载增大，即转矩增大，此时，要求转速自动下降，当碰到软地层或钻压减小，钻头上的转矩减小，此时要求钻头的转速自动升高。使其钻头上消耗的功率为恒定值，这就是恒功率钻进。实现其恒功率钻进的液压系统叫恒功率控制系统。这个控制系统是以液压随动为核心达到恒功率之目的，因而称之为液压随动恒功率控制系统。如图4.10所示为钻井示意图。图4.10钻井示意图图4.11所示为液压随动恒功率控制系统图。该系统由三套油路组成。主系统由双向变量泵及马达组成，它驱动钻头转动，这是高压系统。控制系统由低压定量泵组

21、成，控制先导阀位移，其控制压力称为p控约在04.5MPa之间。操纵系统由低压定量泵组成，操纵随动阀跟踪，其操纵压力称为p操约为1.5MPa。图4.11中，由先导阀、随动阀组成的液压随动机构工作原理参看第三章容积调速一节。图4.11中的恒功率阀如图4.12所示，其结构及原理介绍如下：恒功率阀由平衡阀1，壳体2，平衡弹簧3，溢流阀弹簧4，锥阀5组成。壳体上分别同p主、p控、p溢三条油路连接。恒功率阀的职能就是使p控值的大小同p主值成反比。当p主的压力为0时，弹簧4的预压力最强，要打开锥阀5的控制压力p控也最高。当主油压力p主不断升高，打开锥阀卸压，压力p控不断降低，因而，p控的大小决定于p主的大小

22、，两者的关系可由下式表示：234678910112DTp操p控 +中位 - 5A B 1M1DT图4.11液压随动恒功率系统p控 （47）图4.11所示的恒功率控制系统的工作原理及操作规程如下： （1）起动主油泵1，操纵油泵3，控制油泵2，三位四通电磁阀4不通电，此时电磁阀位于中位，先导阀随之位于中位，a角等于0，主油泵空运转，无排量，马达不转，钻头不转，无钻进。 （2）按2DT通电，三位四通电磁换向阀右位进入系统。先导阀、随动阀向左移动，设a摆角为a，主油泵供油方向由AB，马达、钻头为正转。若按1DT通电，三位四通电磁阀左位进入系统，先导阀、随动阀将向右移动，设a摆角为a，主油泵供油方向由B

23、A，马达钻头反转。综上所述，1DT、2DT只决定钻头的转向。钻头转速大小则要根据钻头上的扭矩大小而定。（3）当钻头上的力矩M增加时，p主增加。由于恒功率阀的作用，p主上升时，p控下降。相应产生先导阀的位移S减小，随动阀跟随移动相同的位移S获得相应较小的a和较小的排量，从而产生较小的转速。（4）根据（2）、（3）的传递关系，可实现恒功率的控制。力矩与转速的变化过程：若 M、p主、p控、SQn得 Mn若 M、p主、p控、SQn得 Mn得 NMnMnCC表示恒定功率。恒定功率曲线如图4.13所示。 p控 p溢 p主 p控 p主 p溢 nM（a） （b）图4.12 恒功率阀工作原理图4.13恒功率曲线

24、1平衡阀；2壳体；3平衡弹簧；4溢流阀弹簧；5锥阀第三节 Baker修井机起升系统图4.14所示为Baker修井机的起升系统，它是不压井修井作业机液压传动系统的一部分，用来提升、下放油管柱。这套系统设计比较巧妙，使用元件不多，完成的功能多，即一个元件可完成几个功能，操作又集中，这些是该系统的设计特点。该系统具有如下功能：（1） 液缸可以起下油管，在起下过程中管柱可在任一位置停止和锁紧。（2） 提放管柱时，要现上行快，下放慢。（3） 无级调速。（4） 调速换向集中在一个手柄上完成操作。油管柱 PPCA图4.14修井机起升系统（5） 系统有安全保护。完成上述功能的工作原理：（1） 液缸的起、下、停

25、、锁，是由操纵三位四通换向阀2来实现。起动油泵，操纵换向阀2上位进入系统时，泵来的压力油经阀2，单向阀3进入油缸5，油缸油流不通，导致泵压上升，在液控单向阀4的控制油作用下，打开单向阀，使油缸5的回油路畅通，实现油管柱下放。当阀2的下位进入系统时，泵来的油进入液控单向阀4，进入油缸下端，此时油缸的回油路不通，泵压上升，二位二通阀6的控制油路压力上升，使阀6的右位进入系统，则油缸上部的油经阀6进入油缸5的下部,使油缸实现上升，使阀2的中位进入系统，靠阀2的O型阀芯机能，使油管柱暂停不动。单向阀3、液控单向阀4在弹簧作用下，球阀关闭，油缸5的进出油路不通，油管柱被锁止在某一位置。（2） 采用差动油

26、路，实现油管柱下行慢、上行快。按照油缸摆放方式，活塞杆朝上。由于油缸下腔的活塞有效面积大,上腔活塞有效面积小，若给以同量供油，则油管柱上行慢，下行快，这同工况要求上起快下放慢正好相反，不能满足工况要求。因此，在系统中采用差动油路实现工况要求。差动基本回路属于速度控制基本回路,工作原理如图4.15所示。Q1Q泵Q回 （48）采用差动油路,将油缸的回油Q回引入油缸另一腔，提高油缸的供油量，大大提高了活塞杆牵引速度。在图4.14系统中，是通过二位二通阀6来实现油缸5的差动。如图4.14所示，当阀2下位进入系统，泵来油经阀4进入油缸下腔，上腔回油路不通，阀6的控制油路油压升高，右位进入系统，油缸5上腔

27、的油进入油缸的下腔，大大提高了上行速度，实现了工况要求。（3） 无级调速。在图4.14中，由换向阀2、二位二通液控阀8和梭形阀7组成调速回路。如图4.16所示为梭形阀，它由壳体1、钢球2组成。壳体上有三个孔A、B、C接油路管线。两油路A、B谁的油压高谁就同C油路接通。用换向阀2控制过流断面大小，控制泵供给油缸的流量，实现油缸的速度调节。用二位二通阀8的控制油的压差控制溢流量DQ的大小。当操作人员将阀2全开（设阀2的上位进入系统）P、B的过流断面积为最大，P、B两点的压差最小，这两点压差分别反馈到二位二通阀8的两端。由于P、B压差最小，阀8不开，处于不通状态，无泄流量，此时油缸以全速运行。当操作

28、人员将阀2开到最小，P、B的过流断面积最小，P、B两点的压差最大，这两点压差分别反馈到二位二通阀8的两端。由于P、B压差最大，阀8开大溢流，此时油缸的牵引速度最小。（a）（b）图4.15差动回路 图4.16梭形阀 （a）结构；（b）两种元件符号当阀2关闭，油缸被停止在某位置，油泵完全卸荷，阀8全开溢流。由上述可知，阀2开口大小决定了对油缸的供油量和阀8的溢流量，即是决定了油缸的牵引速度。 Q 阀=KADpm（49）Q泵 Q缸Q溢 （410） （4）由上述可知，无论是油缸的起、下、停及速度调节，均由操作人员控制阀2即可实现。 （5）系统的安全由溢流阀9保护。当系统压力没有超过安全压力时，溢流阀不

29、开，超过安全压力时，溢流阀卸流降压，保护系统安全。第四节 推土机液压系统推土机是土石机械之一。适用于建筑、水利工程、修建路堑、平整场地、露天剥离等工程的刮削、堆积等作业。在推挖重级土壤时，应预先松土。与其它铲土运输机械相比，由于工作装置即推土板的运动较为简单，故其液压系统也较为简单。下面以TY180推土机为例，分析推土机的液压系统。一、 TY180推土机主要性能参数图4.17 TY180推土机工作装置液压系统1油箱；2滤油器；3液压泵；4溢流阀；5精滤油器；6安全阀；7推土缸换向阀；8松土缸换向阀；9过载阀；10补油单向阀；11松土缸；12推土缸最大牵引力 184 kN最大顶推力 165 kN

30、最大爬坡能力 30在横向坡度工作能力 20转向液压泵型号 CBF40C操纵系统液压泵型式 CBF32C推土板容量 4.37 m3推土板提升速度 0.56 ms推土板最大提升高度 1300 mm推土板最大切土深度 530 mm推土板回转角 25二、 TY180液压系统分析图4.18TY180推土机转向系统1油箱；2粗滤油器；3液压泵；4精滤油器；5安全阀；6右离合器；7、9控制阀；8调压阀；10左离合器；11背压阀；12变速箱TY180推土机除了工作装置液压系统外，还有转向液压系统。工作装置液压系统如图4.17所示。所有的操纵阀、压力控制阀均置于工作油箱。液压缸包括推土缸和松土缸，组成串联油路。

31、液压系统压力为14MPa，由溢流阀控制，溢流阀为先导型。操纵松土器的换向阀为三位五通换向阀，操纵推土板的换向阀为四位五通换向阀，多一个浮动位置。这是为了使推土机在平整场地时，推土板能随地面的起伏而作上下浮动。为了防止松土器因外载荷过大而损坏液压元件，特设过载阀。TY180推土机采用液压转向。转向系统如图4.18所示。系统压力为1MPa。液压油从后桥箱经粗滤器进入液压泵，再经精滤器（设安全阀）进入转向控制阀。转向时可以操纵转向阀使压力油进入左或右离合器油路,打开左边或右边的常闭式离合器进行转向。不转向时，油从旁路回油箱。在回油路上有0.15MPa背压阀，以此压力对变速箱进行强制润滑。第五节单斗挖

32、掘机液压系统 一、概述单斗液压挖掘机由工作装置、回转机构和行走机构三大部分组成。工作装置包括动臂、斗杆以及根据施工需要而可以更换的各种换装设备，如正铲、反铲、装载斗及抓斗等。以单斗挖掘机的反铲为例，每一工作循环的主要动作包括：挖掘一般以斗杆缸动作为主，用铲斗缸调整切削角度，配合挖掘。有特殊要求的挖掘动作，则根据作业要求，进行铲斗、斗杆和动臂三个缸的复合动作，以保证铲斗按特定轨迹运动；满斗提升及回转挖掘结束，铲斗缸推出，动臂缸顶起，满斗提升，同时回转马达起动，转台向卸土方向回转；卸载回转到卸载地点，转台制动。斗杆缸调整卸载半径，铲斗缸收回，转斗卸载。当对卸载位置和卸载高度有严格要求时，还需动臂配

33、合动作；返回卸载结束，转台向反方向回转。同时，动臂缸与斗杆缸配合动作，使空斗下放到新的挖掘位置。有时为了调整或转移挖掘地点，还要作整机行走。由此可见，单斗挖掘机的执行元件较多，复合动作频繁。二、YW40挖掘机液压系统介绍1.主要性能参数反铲斗容量 0.4 m3液压泵型式 阀式配流径向柱塞泵双排直立式液压系统工作压力 21 MPa额定流量 255 lmin液压马达型式 静力平衡液压马达回转速度 6.4 rmin行走速度 1.7 kmh2.系统特点YW40液压挖掘机采用双泵双回路定量系统（图4.19）。每个回路采用并联供油，泵I输出的压力油除了供回转马达、斗杆缸外，还经中央回转接头6供右行走马达4

34、。泵II输出的压力油供动臂缸、铲斗缸及经中央回转接头供左行走马达1。此外，在两组换向阀中各有两片阀用连杆控制联动，可实现对动臂缸和斗杆缸的双泵合流供油，以提高其动作速度。为防止动臂下降过快，保持动作平稳，在动臂缸大腔回油口装有单向节流限速阀。回转时单泵供油、液压制动，制动压力为15MPa。为了防止因突然制动而引起液压冲击，设回转制动阀起过载保护作用，并形成制动力矩，使转台转动。行走时，工作油经换向阀组5和14、中央回转接头6、行走限速阀2或3到行走马达1和4，然后又由中央回转接头、换向阀组回油箱。背压油路可使液压马达在制动或超速吸空时进行压力补油。马达泄漏油路无背压，油液通过磁性滤油器7后回油

35、箱。液压泵为阀式配流径向柱塞泵。优点是制造简单，耐冲击，对油的过滤精度要求不高，工作压力比齿轮泵高，其额定压力为21MPa，寿命长。缺点是体积大，不能实现功率变量供油。回转和行走液压马达采用曲轴无连杆低速大扭矩液压马达，即静力平衡液压马达。优点是制造简单、噪声低、摩擦副的磨损小、背压小。缺点是滤油精度要求较高，外形尺寸较曲线液压马达大。综上所述，YW40挖掘机液压系统的特点是：简单可靠；工作油液通过阀的损失小；由于采用并联分流，除能同时进行两个动作的复合运动外，对单个动作可以进行合流提高工作速度，因而挖掘机的生产率也较高；行走机构装有限速阀，可防止液压马达因超速溜坡而造成的事故；系统连续工作时

36、液压油温升在40左右；采用烧结式滤油器和专用油箱，可保持油路清洁延长元件使用寿命。图4.19YW40挖掘机液压系统1,4左、右行走马达；2、3行走限速阀；5、14多路换向阀；6中心回转接头；7磁性滤油器8主液压泵；9烧结式滤油器；10冷却器；11背压阀；12回转制动阀；13回转马达第六节 QY3型汽车起重机液压系统汽车液压起重机是我国近年来发展迅速的一种新型工程机械，目前按照国家系列标准自行设计和制造的有3 t、5 t、8 t、16 t、65 t等多种规格。QY3型汽车液压起重机是系列标准中最小型的，额定起重量为3t，最大起重高度为14.7m，它的底盘采用SH-130型2 t汽车底盘，并进行了

37、加固。起升、制动、回转、变幅、伸臂和支腿等工作机构则全部采用液压传动。一、 QY3型汽车起重机液压系统分析QY3型汽车起重机的液压传动系统如图4.20所示，为一串联油路的开式系统。整个系统由两台独立工作的液压泵供油，小液压泵1为CBF10CFL型齿轮液压泵，工作压力为14 MPa，流量25 lmin，分管起升、制动、变幅、伸臂用支腿等机构。各工作回路的动作情况如下：1.支腿油路图4.20 QY3汽车起重机液压系统图 由于汽车轮胎的支承能力有限，起重机在起吊重物时必须放下支腿作刚性支撑，而将轮胎架空。为使动作迅速，四个支腿应能同时升降，而在机架调平时,每个支腿又能单独升降，这样，换向阀至少要有1

38、1个工位。为使结构紧凑和操作方便起见，支腿油路采用三位滑阀和六位转阀相串联的换向方案。大泵2输出的压力油首先进入支腿油路,移换阀3至B位，再旋动转阀8，即能使四个支腿同时收起和单独收起。为了防止液压支腿在支撑过程中发生“软腿”现象（液压缸上腔油路泄漏引起）或在行车过程中自行沉落（液压缸下腔油路泄漏引起）故在每个支腿液压缸13的油路中均设有双向液压锁20。2.起升油路 起升机构是起重机的主要执行机构，它对液压传动系统的要求，除了必须满足最大起重量和升降速度之外，尚须满足调速性能好、换向冲击小、升降平稳、无爬行和超速现象、以及重物停留在空中时的沉降量要尽可能小等等。本系统的起升油路采用低速大扭矩的

39、曲线径向柱塞马达，结构比较紧凑。由于系统是串联油路,所以支腿油路的回油即起升油路的进油。当换向阀4处于A位时，液压油通过中心回转接头21，和平衡阀15中的单向阀进入液压马达9，驱动卷筒正转，使重物上升，上升速度由换向阀阀口开度来调节。马达的回油是经过背压阀18再流回油箱。背压阀的作用主要是使马达具有0.51.0MPa回油背压，以防滚轮脱离滚道，且能改善低速运转的平稳性。但是，开式系统中的回油背压是一种能量损失，将增加系统发热。当换向阀4移到B位时，马达油路换向，但这时回油路被平衡阀锁紧，必须待左边油路建立一定压力之后，通过控制油路打开平衡阀中的顺序阀，使回油畅通，马达反转，重物才能下降。平衡阀

40、能限制重物因自重沉降，并防止超速下降。油路中的缓冲补油阀14是用来防止油路过载或产生负压，尤其是在突然制动的情况下，由于运动部件和油液的惯性作用，往往使马达一边油路受到很大的液压冲击而另一边油路却出现负压。油路中出现负压时，系统回油路中的油液在背压阀18压力的作用下打开缓冲补油阀中的单向阀充入负压油路。3.制动油路起升卷筒的制动采用常闭式的点盘制动器，它使卷筒在平时一直处于制动状态，只有在卷筒需要旋转时才松开。由于起升油路的后面还有其它串联的工作油路，因此制动器16的工作油路必须设置双控制油路，才能使其与起升马达9的工作协调。当起升油路不工作，换向阀4处于中位时，阀4进回油路的压力基本相等，制

41、动器便在弹簧力的作用下，夹紧卷筒边缘予以制动。当阀4接左或右位工作时，阀4进油路的压力升高，进油路和回油路之间形成压差，制动器两侧控制油路压力不平衡，将弹簧推开松闸，以便让液压马达9驱动卷筒旋转。4.伸缩油路QY3型起重机的起重臂3共有三节，一节基本臂、一节伸缩臂和一节拆装式的副臂，可根据需要的起重量和起重高度来确定用几节臂工作，其中伸缩臂由伸缩液压缸10驱动伸缩，起升油路的回油紧接着流入伸缩臂油路。当换向阀5接左或右位工作时，液压油通过中心回转接头21进入伸缩臂液压缸10驱动伸缩臂外伸或缩回。为了防止活塞杆在油路泄漏或油管破裂等情况下自行缩回，在液压缸大腔的油路中设置了平衡阀。5.变幅油路系

42、统串联油路的最后一个油路是变幅液压缸11的工作油路，变幅油路的情况基本和上述伸缩臂油路一样。根据串联系统的特点可知，在系统压力不满载的情况下，各串联油路均可同时动作，例如起升油路和变幅油路同时工作，这样可以提高工作效率，亦是某些吊装工况所要求的复合动作。6.回转油路为了减少机械零部件的规格和型号，回转机构采用了与起升机构相同的低速大扭矩液压马达，但回转液压马达12所需的流量和工作压力比起升液压马达9以及其它执行元件来说，要小得多，因此专门由小液压泵1为之供油。这样回转机构能与起升机构作各自独立调速和调压的联合动作，这也是起重机所要求的动作。考虑到回转液压马达在制动和换向时，由于惯性作用所产生的

43、液压冲击很大，故油路中亦设有缓冲补油阀14。二、起重机液压系统压力选择起重机液压系统如同其它机械液压系统一样，有向高压发展的趋势，但液压元件在克服漏损、软管爆破方面存在一定困难，特别是大直径的软管困难更大。因此现在多采用的压力为20MPa左右。三、液压泵的形式就目前情况来说汽车起重机液压系统中，轴向柱塞泵和齿轮泵都有采用，一般用定量泵为多。即使是变量轴向柱塞泵也只作定量泵使用。这是因为一般泵距离操纵室较远不便于操纵控制，另一方面使用定量泵，用控制油门大小来改变发动机转速所得到的变量，与控制换向阀开度进行旁路节流相结合可获得适当围的无级调速，就能满足起重机微调性能的要求。再加采用切换供油泵的办法

44、和自由下落机构就扩大了调速围，这样完全能达到起重机使用要求。但将造成功率损失和某些液压泵容积效率的下降。国现在采用轴向柱塞泵较多，原因是目前高压齿轮泵压力还不到20MPa，而系统压力要选用20 MPa左右，故只能用轴向柱塞泵。在国外起重机液压系统中采用齿轮泵还是不少的，原因是： （1）系统压力一般在200 kg/cm2左右，高压齿轮泵还能胜任； （2）齿轮泵结构简单价格便宜，对采用多泵组合系统极为有利； （3）齿轮泵对油液中敏感性较差； （4）体积小便于安装布置，这在采用多泵系统时尤其重要； （5）使用维护简单方便。四、油路组合一台起重机具有起升、回转、臂架变幅和伸缩这四个执行机构。这就需要解

45、决各机构之间油路组合问题。首先要确定液压泵的数目，是几个机构共用一个泵，还是一个机构用一个液压泵。如果用一个泵驱动几个机构，还要确定油路是并联还是串联。中小型汽车起重机，为了简化结构，常用一个液压泵串联油路，这种油路可以把工作中经常需要组合的起升和回转动作加以组合，实现空钩和轻载荷下的联合操作，充分利用液压泵的流量和功率，缩短工序调整时间，提高作业速度。串联油路在联合操作中由于液压泵压力的限制，重载下无法实现运用组合。实践证明，在中小型汽车起重机中采用单泵串联油路是适宜的。对于大型汽车起重机来说，情况就不同了。各机构工作载荷，运动速度和工作频繁程度差别较大，如起重机需要较大的功率，回转和伸缩则

46、消耗的功率较小。因此，若按着起升机构选用液压泵，则进行其它动作时必然有相当一部分能量浪费掉；若按着回转或伸缩机构选用液压泵，则功率又显得不足。为了更合理地利用和分配动力及实现动作组合和调速，大型汽车起重机多采用多泵并联（或串联）油路。闭式系统常用一个液压泵驱动一个机构。第七节 YT4543型动力滑台液压系统工作原理一、机床概述组合机床是一种高效率的专用机床，它由具有一定功能的通用部件和一部分专用部件组成，加工围较广，自动化程度较高，在机械制造业的成批和大量生产中得到广泛应用。动力滑台是组合机床上用以实现进给运动的一种通用部件，根据加工需要滑台上装有各种用途的主轴头，以完成钻、扩、铰、镗、刮端面

47、、倒角、铣削及攻丝等工序。动力滑台有机械动力滑台和液压动力滑台之分，液压动力滑台上一般只装上液压缸，有时也可能再装个行程阀，至于液压泵和阀类元件则通常都安装在专门的液压泵站上。根据组合机床的工作特点，动力滑台上的液压系统必须具备如下的一些性能： （1）能在变负载或断续负载的条件下工作，能保证动力滑台的进给速度，特别是最小进给速度稳定。图4.21液压动力滑台的工作循环图（2）能承受规定的最大负载，并具有较大的“工进”调速围，以适应不同工序的工艺需要。例如，钻孔时轴向进给力和进给量都较大，而精镗时进给力和进给量都很小。为此，像YT4543型那样的液压滑台的最大进给力规定为45 000 N，而进给围

48、则要求为0.6660mm/min。（3）能实现快速引进和快速退回，（YT4543型液压动力滑台的快速运动速度为6.5m/min）。（4）合理利用能量，提高系统效率，减少发热，合理解决工进速度和快动速度差值间的矛盾。动力滑台的液压系统，在电气和机械装置的配合下，可以根据不同的加工要求，实现图4.21所示的各种工作循环。 二、YT4543型动力滑台液压系统的工作原理图4.22示YT4543型他驱式动力滑台的液压系统原理图。由图可见，这个系统采用限压式变量泵供油，用电液换向阀换向，用行程阀实现快进和工进的变换，用电磁阀实现两个工作进给间的变换。下面以能实现二次工作进给的自动循环为例来说明系统的工作原

49、理。1 快速前进按下启动按钮，电磁铁1DT通电，使液动换向阀4在控制油路的压力作用下以其左位接入系统，变量泵1输出的压力油经单向阀11、换向阀4、行程阀9进入液压缸左腔，液压缸右腔的油则经换向阀4、单向阀12、行程阀9也进入液压缸左腔，实现差动连接。由于快进时组合机床不进行切削加工，滑台负载小，液压系统的工作压力较低，故顺序阀3关闭，变量泵在低压控制下输出最大流量，使滑台快速前进。2 一次工作进给当滑台快速前进到预定位置时，液压挡块压下行程阀9，切断直通油路，这时压力油须经调速阀6、二位二通电磁阀8才能进入液压缸左腔。由于液压泵供油压力升高，顺序阀3打开了，液压缸右腔的油经换向阀4、顺序阀3和

50、背压阀2流回油箱；这样就使滑台转换成第一种工作进给运动，其速度大小由调速阀6的开口量决定。这时变量泵因系统压力升高而自动减小其输出流量，正好适应第一种工作进给的需要。3 二次工作进给在一次工作进给结束时，电气挡块压下行程开关，发了信号使电磁铁3DT通电；电磁阀8左位接入系统，液压泵输出的压力油须经调速阀6和7进入液压缸左腔。液压缸右腔的回油路线与一次工作进给时相同，这时滑台便实现第二种工作进给，其速度由调速阀7的开口大小决定。图4.22 YT4543型液压动力滑台的液压系统图4 停留于死挡块当滑台以第二种工进速度行进，碰上死挡块时，滑台不再前进，停留在死挡块处。5 快速退回滑台碰上死挡块时，液

51、压泵还在继续供油，因此系统压力进一步升高。当液压缸左腔压力升高到某定值时，压力继电器YJ发出信号，通过时间继电器使电磁铁1DT断电、2DT通电，电磁阀5和液动阀4换向，它们的右位接入系统，压力油经单向阀11、换向阀4进入液压缸右腔，而左腔的油则经单向阀10、换向阀4排回油箱；液压缸快速后退。由于快退时滑台负载小，系统压力较低，变量泵的流量又自动增大，满足了滑台快退的需要。6 原位停止当滑台快速退回到原位时，电气挡块压下终点行程开关，发出信号，使电磁铁1DT、2DT、3DT断电，换向阀4处于中位，液压缸两腔油路封闭，滑台停止运动。这时液压泵输出的油经单向阀11、换向阀4排回油箱，在低压下卸荷（维

52、持一个很低的压力是为了下次起动时能操纵液动换向阀4）。滑台液压系统的上述工作情况，也可以用表6.1所示的“油路动作循环表”来描述。这种表达方式清晰、醒目，能有机地反映出液压系统中各个元件的所在位置及其相互配合作用情况；当系统中出现故障时，它还有助于查出故障发生的原因。三、YT4543型动力滑台液压系统特点YT4543型液压动力滑台的液压系统主要由下列一些回路组成，即“限压式变量叶片泵调速阀背压阀”式调速回路，差动连接式快速运动回路，电液换向阀式换向回路，行程阀和电磁阀式速度换接回路，和三位换向阀式换向回路。系统的性能主要是由这些基本回路决定的，具体特点如下：（1）“限压式变量泵调速阀背压阀”式

53、调速回路能保证稳定的低速运动，较好的速度刚性和较大的调速围。YT4543型液压动力滑台的最小进给速度较低（6.6mm/min），进给调速围较大（约100），单纯容积调速回路由于存在泄漏，低速运动时稳定性较差，而且普通变量泵调速围也嫌不够；调速阀式节流调速回路虽然速度刚性较好，调速围也能满足要求，但由于有溢流损失，功率损耗很大（低速进给和死挡块停留时尤其严重），发热也大。由此可见，这里采用“限压式变量泵调速阀”式容积节流调速回路是比较合理的。为了改善运动平稳性，并能承受反向负载，这个调速回路中增加一个背压阀亦是十分必要的。此外，滑台液压系统采用进口节流式的调速还有以下一些优点：（a）起动时、快进

54、转工进时前冲量都较小； （b）死挡块停留时便于利用压力继电器发出信号； （c）在液压缸中不致出现过大的压力（在出口节流系统中，当油腔面积比A1 /A2 = 2，且负载和速度同向时，液压缸回油腔中压力会比泵的供油压力大一二倍）。（2）限压式变量泵加上差动连接式快动回路使能量利用经济合理。YT4543型液压动力滑台快速运动速度约为最大工进速度的10倍，这里如只采用差动连接式快动回路，或流量能自动匹配的变量泵式供油回路，问题不能得到解决。限压式变量泵供油回路在快动时能输出最大流量，工进时只输出与液压缸需要相适应的流量，在死挡块停留时只输出补偿系统泄漏所需的流量，没有溢流损失，故能量损耗小。这个系统在

55、滑动停止时由于变量泵要输出一些流量来补偿泄漏，仍须损耗一部分功率，因此采用了换向阀式低压卸荷回路来减少这种损耗。（3）采用行程阀与顺序阀实现快进转工进的换接，不仅能简化机床电路，而且动作可靠，转换精度也比电气控制式的高。至于一次工作进给与二次工作进给之间的转换，则由于工进速度都较低，通过调速阀6的流量很小，转换过程中调速阀7动作滞后和滑台惯性等的影响都很小，采用电磁阀式换接完全能保证所需的转换精度。第八节 CB3463-1型六角车床的液压系统一、 机床概述CB3463-1型车床是半自动程序控制转塔车床，主要用来加工盘类零件（最大加工直径320mm），它的工艺围较广，能进行车外圆、车端面、切槽、

56、镗孔及各种孔加工工序。图4.23转塔刀架的典型工作循环机床上配置了三个刀架：转塔刀架、前刀架和后刀架，利用程控插销板自动完成除了装卸工件以外的整个加工循环转塔刀架、前刀架和后刀架根据插销板上的孔顺次进行工作。为了便于实现自动化，机床上除了转塔刀架、前刀架、后刀架都采用液压传动外，主轴的变速、刹车和工件的松开、夹紧等辅助动作也都是液动的。转塔刀架 。转塔刀架主要用来车削外圆、镗孔以及进行各种加工。它除了有一个纵向液压缸实现纵向切削外，还有一个转位液压缸和一个夹紧液压缸分别用以实现每个工步完成后转塔的转位和换刀（这里包括松开抬起、转位、夹紧三个动作）。此外，转塔还能作微抬让运动。转塔刀架的典型自动

57、工作循环如图4.23所示。前刀架。前刀架有纵向和横向两个液压缸，它除了可以横向车削端面和纵向车削外圆外，还能通过纵、横运动的配合车削沟槽表面，由于工件的加工面有外面之分，机床能实现正切和切二种工作循环（正切循环是指车削外圆、端面和外沟槽，切循环是指车削孔、端面和沟槽），见图4.24所示。后刀架。后刀架也有纵向和横向两个液压缸，它的横向运动主要用来车削端面和加工沟槽，纵向运动则仅起出刀或让刀作用，所以后刀架的运动较前两种刀架简单（见图4.25）。（a） （b） （a） （b） 图4.25后刀架的工作循环图4.24 前刀架的两种工作循环 （a）有让刀运动的循环（a）正切循环 （b） 切循环 （b）

58、无让刀运动的循环二、 液压系统的工作原理图4.26所示CB3463-1型半自动转塔车床的液压系统原理图，其作用情况如下：1 刀架运动转塔刀架、前刀架和后刀架液压系统的工作情况分别见表4.1、4.2和4.3所示。2 辅助运动（1）主轴变速这台机床主轴箱有四个液压离合器，它们各自由单作用式液压缸及磨擦片等元件组成，分别控制着四个滑移齿轮，实现四种变速。在双速电机以及轴II到主轴间手动高低速挡变速机构的配合下，主轴能获得16级转速。由图4.26可以看到，当将压力油通入液压离合器M1与M2时，轴II的转速为：n= n若将压力油通入液压离合器M3与M2，则轴II的转速为：n= n同理，当将压力油分别通入

59、M1与M4或M3与M4时，轴II还可以得到另外两种转速。下面以压力油通入M1与M2为例说明其油路接通情况。当8DT通电时，液压离合器M1充油，其油路为： 液压泵2单向阀11节流阀10电磁阀8电磁阀7M1的液压缸。当9DT通电时，液压离合器M2充油，其油路为： 液压泵2单向阀11节流阀10电磁阀6M2的液压缸。改变电磁铁的通电组合，可以自动变换主轴的转速。（2）主轴刹车当液压离合器M1与M3的液压缸与油箱接通时，摩擦片在弹簧作用下分离，动力来源被切断，轴I空转。这时若将压力油通入液压离合器M2和M4，则双联齿轮3574因传动比上的差值而迫使离合器M2和M4打滑，迅速消耗掉主轴上的惯性转矩，使主轴刹车。主轴刹车时，6DT通电，8DT、9DT、10DT及11DT均断电，这时的油路为： 液压泵2单向阀11节流阀10电磁阀8电磁阀6（3）工件夹紧为了防止夹紧力过大使工件变形，在卡紧油中装有减压阀5，以调节卡紧力。三、该液压系统的特点（