液压静力压桩机.doc

目 录第一章 绪论11.1 桩工机械的分类和特点21.2 国内外振动沉拔桩机发展概况21.2.1 振动沉拔桩机研究的概况21.2.2 振动沉拔桩机调频调幅技术研究现状51.2.3 振动沉拔桩机的发展趋势91.3 本课题的提出与主要研究内容10第二章 调频调矩液压振动桩锤结构分析112.1 振动桩锤调频调矩已有结构及其存在的问题112.2 传统结构中齿轮受损问题研究142.2.1 非振动因素的影响142.2.2 振动负载的影响162.3 无调矩齿轮的新型激振器结构262.4 本章小结27第三章 新型液压控制方案研究设计283.1 振动桩锤液压系统负载和流量特性283.2 回路设计293.2.1 常见调速回路分析293.2.2节能型调速方案功率匹配的电液比例调速回路333.2.3 预防吸空的液压回路设计363.3 液压系统总体回路393.4 主要元件选型计算413.5 本章小结47第四章 电液比例调速系统建模仿真与实验研究错误！未定义书签。4.1 电液比例调速系统建模错误！未定义书签。4.2 仿真研究错误！未定义书签。4.3 实验研究错误！未定义书签。4.4 本章小结错误！未定义书签。第五章 结论与展望错误！未定义书签。参考文献错误！未定义书签。第一章 绪论液压静力压桩机是以液压为动力的静压桩施工的一种基础工程施工设备，其中液压系统是控制该设备的关键和核心，其设计是否合理直接影响到设备的性能。液压静力压桩技术作为一项预制桩施工的代表性技术，具有效率高、工人劳动强度低、低噪音、无污染等优点，在持力层较深的沿海地区和内陆冲击平原地区具有明显的施工优势。但压桩过程中普遍存在的偏桩现象，一直以来是影响施工效率、成本和设备可靠性的因素之一，制约了静力压桩技术的发展。静力压桩机作业时，不可避免的会出现桩身倾斜或折断现象，在压大吨位管桩时候情况特别突出。若压桩时出现桩身倾斜偏差超过允许值的情况，一般需要拔桩或补桩处理；对于桩身折断的情况，则必须拔桩；以上情况都给用户带来不必要的经济和时间损失，是桩机用户最不愿意看到的情况。如果未能对桩进行有效纠偏或其他处理，轻则降低单桩承载力，影响设计承载能力；重则可能由于桩身倾斜引起桩基失稳，甚至引发高层建筑整体倾斜，后果不堪设想。所以，如何保护桩身的完好和将桩身倾斜度偏差控制在容许范围一直是桩机设计中的技术难题。桩基础施工中常把桩身中轴线偏离重垂线的现象称为偏桩。偏桩的原因可以从机器设备方面可以作以下分析： 机身不水平。机身的水平度是影响偏桩的一个重要因素。桩机设计中，四根立柱垂直于机身，油缸横梁水平联结于立柱上，平行于机身。压桩时，油缸活塞杆平行于立柱压下。只有在保证了机身的水平度后，才能保证桩被垂直压入地基。夹桩油缸的不同步。由于夹桩油缸先后接触桩身，就有可能造成夹紧后桩身的倾斜。 在压桩过程中，夹桩箱产生了较大的倾斜，使偏桩偏差超出了容许范围。 在压桩力卸荷瞬间，造成机身对地面的剧烈冲击，地表变形，引起机身摆动，机身水平度被破坏，造成偏桩甚至桩身折段。 其他原因，如地质状况等。这也是造成偏桩的一个重要因素。此次课题研究的正是为了更好解决以上的问题，设计新型的液压系统和调频调矩技术应用发展是当务之急。第二章 调频调矩液压振动桩锤结构分析2.1 振动桩锤调频调矩已有结构及其存在的问题一手动拆箱多级调矩式8此方案采用手动调节偏心块结构，以达到调节偏心块偏心矩的目的。这是振动沉桩机普遍采用的一种调矩方案。其结构如图2-1所示。1 v带轮（套于轴10上，图中未示出） 2、5，9固定偏心块 3振动箱盖板4可调整活动偏心块6止动销 7固定销轴 8内六角扳手 10偏心块传动轴图2-1 传统有级调矩激振器结构这种振动桩锤激振器的液压马达通过传动带将动力传给带轮1，通过齿轮副使附有两个偏心块的轴转动。偏心块离心力水平分力互相抵消，竖直方向分力互相叠加。振幅调节是通过改变固定偏心块与活动偏心块之间的夹角来实现的。其偏心块夹角的调节方法为：活动偏心块4利用销轴7与固定偏心块5相连，固定偏心块上有3个销孔，使两个偏心块产生了不同的位置差，从而使振动桩锤的偏心力矩发生变化。这种调矩方案由于需要停机拆箱手工调整，很不方便，尤其对于4轴、6轴甚至8轴偏心激振方式，拆箱调矩的劳动强度极大。二. 磁块两极式，靠液压马达在正、反转，使活动偏心块与固定偏心块因接触碰块侧面不同，从而改变它们之间的夹角，以达到改变偏心力矩的目的。这种方式结构简单，无须拆箱调整，但只能用于无共振起动和停机，由于在正、反转瞬间碰块相撞产生很大冲击力，严重影响设备寿命，所以这种方式并不常用。传统无级调矩方案具有如下优点：1具有无级的改变偏心力矩的功能，施工时，可在运转状态下，根据土质变化选取适当的偏心力矩，从而达到理想的沉桩效果。2利用偏心力矩调零，可使振动桩锤容易启动，停机平稳；可消除共振现象，保证设备稳定安全；可空转不振动，短时间的打桩间歇不必停机，避免频繁启动。采用这种调矩方式的振动锤存在如下主要问题：1机械系统结构过于复杂，安装非常困难，故障率高。2齿轮损坏频繁，据有关文献介绍，新机器的齿轮传动系统使用寿命一般不超过半年，而对旧机器，齿轮的频繁损坏，更换成了制约振动锤正常生产、严重影响生产效率的主要原因10。正是由于齿轮系统的很不可靠，使得无级调矩型振动桩锤尽管问世已有近10年时间，但却至今仍然难以推广应用。2.2 传统结构中齿轮受损问题研究2.2.1 非振动因素的影响一、影响因素振动桩锤的激振器是两个或四个反向旋转的偏心块，激振器工作时，齿轮高速运转，齿轮及箱体温度变化较大，加之主轴转动时，因偏心块离心引起的主轴弯曲也较大，故齿轮传动时常因发热而导致齿轮及轴失效。据文献7介绍及作者本人在施工工地了解的情况，目前振动桩锤使用寿命普遍较短，主要是由于齿轮传动所引起。1. 由于齿轮高速运转而引起升温。例如对于中频振动锤，主轴上传动齿轮的线速度可达30m/s左右，而且桩锤在具体施工时，受土壤弹性变形的影响，齿轮的线速度还会因偏心块惯性的作用而增加6。因此在正常情况下，振动锤短时工作后的齿轮及箱体温升很快。如按国际标规定合格的振动桩锤，在连续工作60min后的齿轮温升可达75100，油温可达5080等等。振动锤的这种工作状况，决定了其齿轮副必须要有较高的制造精度，尤其是要有合适的齿侧间隙，才能保证齿轮副在高速啮合时不会因发热而导致过早的失效。2. 由于振动桩锤是一种偏心振动器，其主轴因偏心块离心力的作用而发生弯曲。因此，在振动桩锤工作时，其齿轮传动副的实际中心距变动范围要比设计时考虑的箱体中心距公差大得多，这会产生以下后果10：（1）齿轮副的瞬时传动比变动范围变大，使齿轮传动的冲击振动及噪声增大；（2）齿轮副因主轴弯曲而使实际中心距变大时，会使齿轮的重迭系数减小，导致齿轮的承载力下降；（3）齿轮副因主轴弯曲使实际中心距变小时，齿轮副的径向间隙及侧向间隙变小，会加速齿轮的发热，并破坏啮合齿面的润滑油膜层，从而进一步降低齿轮的寿命。3. 对于油缸齿轮副传动调节上、下偏心块夹角实现调矩的结构，箱内机构异常复杂，使得在高速回转受到上述各种力条件更加恶劣的同时，大螺旋角调节齿轮副之间要受周向、轴向和径向等异常复杂的合理，在高速回转和振动转矩的条件下，这些力的合力就不是简单的静力，而是很大的冲击力，这对齿轮传动系统寿命的影响当然是非常巨大的。正因此，油缸齿轮副传动调矩结构根本无法在高速回转振动时进行偏心块夹角的在线调节。二、改进措施 鉴于上述情况，为保证振动桩锤的工作可靠性及寿命，设计振动桩锤时必须从以下几方面进行优化：一是从结构设计及制造公差上努力减小主轴的弯曲及中心距偏差。尽量提高主轴的直径，减小轴承间的跨度，提高主轴的刚性，尽可能缩小箱体中心距公差，提高轴孔间的形位公差，减小齿轮副中心距偏差等等；二是要尽可能的使用斜齿轮，因为斜齿轮轮齿啮合的重叠系数要比直齿轮大，且其齿面接触情况也优于直齿轮，因此斜齿轮啮合时的轮齿强度要大于直齿轮，同时其传动要比直齿轮平稳，这可进一步减小齿轮传动时的冲击振动和噪声；三是考虑主轴弯曲对中心距的影响，对齿轮侧隙进行必要修正，保证齿轮合理的侧向间隙，保证齿轮在复杂的工况下能正常运转，从而保证齿轮副及振动桩锤有较高的寿命。2.2.2 振动负载的影响液压马达的负载力矩主要包括两部分：一部分是回转机械传动系统的摩擦阻力矩，这部分以机械损失的形式存在；另一部分是偏心块随马达回转及随机体振动而由加速度引起的所谓的振动力矩，振动力矩就是引起振动的直接原因，所做的功是有用功。振动桩锤作为消耗大功率为特征的设备，其负载中的摩擦阻力矩远远小于振动转矩，因而可以忽略。所以下面只分析马达所受的振动力矩。一、激振力合成分析这里设计的新型振动桩锤上下层偏心块产生的离心力合成为激振器的激振力的示意图如图26所示。、分别为上层两偏心块回转产生的离心力，、分别为下层两偏心块回转产生的离心力，为各偏心块的瞬时相角。由于同层偏心块由齿轮啮合强迫同步，所以转速相等。则 （21） （22）式中：为偏心块的质量，四个偏心块质量都相等；图26 激振器偏心块离心力叠加为偏心块的偏心距，四个偏心块的偏心距都相等；分别为上层和下层偏心块的转速。根据矢量合成原理有： （23） （24） （25）为左侧上下两偏心块回转产生的离心力合成；为右侧上下两偏心块回转产生的离心力合成；为总的合成激振力。在把合成的激振力在方向分解后有： （26） （27）激振器正常工作时，上下层偏心块的转速相等，即，同时令，则，于是有 （28）令 （29），为瞬时的合成激振力幅值，则 （210）可见合成的激振力也是简谐振动力，因而在存在相位差的情况下的振动仍然是简谐振动。改变上下层偏心块相位差可改变激振力幅值和相位超前或滞后量。三、振动力矩推导简化振动桩锤的模型如图27所示。 列出其运动学，动力学方程： （228）以上三个方程分别表示：y轴方向振动方程、上偏心块轴系动力学方程、下偏心块轴系动力学方程。其中：振动机体（包括偏心块）的质量；每根轴上的偏心块质量及偏心距；轴1和轴2偏心块的角位移，角速度和角加速度；阻尼系数；弹簧刚度；液压马达1和2的驱动力矩；轴1和轴2上的摩擦力矩；液压马达换算到轴1和轴2上的同步转速。由于偏心块在一个周期内的角加速度作周期性的变化，由它引起的偏心块的惯性力与离心力相比很小，在式中已略而不计。设两个液压马达在转速同步跟踪控制下已获得转速同步，同步转速为，稳定相位差为。在微分方程组中最后两式右边最后一项为惯性力矩项，现计算偏心块所受的振动力矩，用于分析在不同区间马达受到的振动力矩。由于两偏心块的转速达到同步状态，且无角加速度，则有，。且知因此得到方程组（228）中第一式二阶微分方程的稳态解为：，将y代入方程组（228）后两式得： （229） （230）tz1（t）、tz2(t)分别为图2-7中主动马达（马达1）和从动马达（马达2）所受的振动阻矩。对于在上积分求出其平均振动阻矩 （231）同理可得： （232）容易得到，当时，tz10有极大值： （2-33）当，tz10有极小值： （2-34）当，tz20 有极大值： （2-35）当时，tz20有极小值： （2-36）图2-8是激振力1600n，激振频率时，由式（231）（2-36）得到的振动力矩随相位差变化的曲线。图中，tz1、tz2分别为上层和下层偏心块产生的振动力矩。图2-8 调节相位差过程中振动力矩变化图四、振动力矩对传力机构的影响分析图2-4、2-5所示的传统结构，调角机构中的大螺旋角齿轮1和3既作为调角齿轮，又作为上层同步齿轮7和下层同步齿轮3之间的同步机构，承受两者的振动力矩之差。由图2-8可知，振动力矩随相位差而产生非常剧烈的变化。一般将相位差为0附近的振动负载设定为额定负载。但在相位差之间，图2-5中上层偏心块p11产生将近1000nm的振动阻力矩，而下层偏心块p21产生将近500nm的振动驱动力矩，这使得上层马达 m11、m12及相应的每个传动轴都将承受近1500nm的巨大负载力，是0相位差额定力矩的3倍。调角齿轮1和3承受的负载力也是额定负载的3倍。巨大的振动负载，加上调角机构在轴向移动时常产生的几乎与回转力矩等量的啮合齿之间的接触应力，使得在调角过程中，齿轮1、3、4、7所受的最大力是额定设计值的5-6倍。若再考虑冲击力，则受力将更大。这足以说明为什么传统的无级调矩调频振动锤问世近10年，却一直因齿轮传动机构的可靠性太差而至今难以推广应用。2.3 新型无级调矩激振器结构图2-9 新型振动桩锤的结构简图新型无级调矩激振器结构方案如图2-9所示。与无级调矩方案相比，新方案主要改进在于：1.完全取消了传统方案中结构异常复杂的油缸驱动、大螺旋角齿轮传动的调矩机构；2.上、下层偏心回转副之间取消了同步齿轮传动。4个完全相同的偏心块分上下两层布置，上层为（11）和（12），下层为（21）和（22）。偏心块分别安装在相应的轴1、2、3、4上，而轴又与液压马达连接。1、2和3、4分别通过齿轮对a、b啮合，保证上下各层内成对偏心块能同步运转。但上层与下层之间取消了齿轮啮合的强迫同步。从而使偏心块转动产生的离心力在水平方向的分量相互抵消，垂直方向的分量叠加产生激振力。对于频率的调节，通过调速阀调节液压马达的流量，来做到无级调节各液压马达的转速，实现振动频率的调节；对于振幅的独立调节，本方案突破传统的设计方案，既不采用改变偏心块转动惯量的复杂的调节机构，也不采用振幅、频率同时变化的单纯调频方案，而是通过改变上下层偏心块相位差，来实现的振幅矢量合成，从而简单而巧妙的实现振幅独立调节。与传统方案相比，新型无级调矩激振器结构方案具有如下优点：1、 桩锤结构异常简单，制作成本大大降低。2、完全解决了2.2节所分析的调角过程振动负载对齿轮传动机构受力的恶劣影响的问题，从根本上解决了振动桩锤激振机构可靠性差的问题。2、 大大降低了安装、维护难度。2.4 本章小结本章分析了现有振动桩锤典型调矩机构存在的力学问题，从结构参数优化角度提出了提高齿轮箱可靠性的措施，并在桩-土振动动力学角度研究结果的基础上，提出了一种新型调矩结构方案。（1）从非振动因素的影响，即齿轮高速运转引起升温和巨大离心力对传动主轴造成弯曲等方面出发，提出了齿轮传力系统结构参数优化三项措施，并推导出了优化齿轮侧隙及其齿厚公差的计算公式。（2）对现有通过大螺旋角斜齿轮传动调矩机构工作过程的动力学研究表明，调角过程中，齿轮传力系统所受最大力矩是额定设计值的5-6倍，此外还存在冲击力，这种恶劣的受力条件制约了现有无级调矩振动桩锤的推广应用。（3）本章最后提出了一种不需要通过齿轮传动，而是通过调节液压马达转速进行调矩的新型调频调矩桩锤结构方案，完全解决了传统结构方案中齿轮箱可靠性差的问题。第三章 新型液压控制方案研究设计3.1 振动桩锤液压系统负载和流量特性一、振动沉桩作业全过程1. 开机；2. 低频起转；3. 低频时，从动马达速度加快，使主、从马达驱动的偏心块相位差调至180，实现无共振起转；4. 主、从马达频率同步调至额定值；5. 从动马达速度减慢，使主、从马达驱动的偏心块相位差调至0；6. 在线模糊调节马达频率，实现近共振沉桩；7. 无法近共振，转入非共振，按设定频率和相位差工作；8. 桩不能下沉时，通过主、从马达转速差异产生相位差，使激振力加大，桩继续下沉；9. 遇硬土层，桩不能下沉，相位差调至0，增大频率，使激振力加大；10. 桩不能下沉，且油压力超出最大值，达到沉桩能力极限；11. 通过主、从马达转速差异产生相位差，相位差调至180，进行无共振停转；低速回转，相位差调至0；系统卸荷，背压制动。完成无共振停转；12. 停机。二、振动桩锤作业负载和流量特性1.从上述振动沉桩作业全过程可以看出，液压马达转速调节非常频繁，变化范围很大。2. 振动沉桩作业过程负载变化非常频繁，变化范围也很大。由式（232）、（231）可知，液压马达的负载既与振动频率、参振体重量m（包括参振锤头重、桩重和参振土重）相关，又与地基土的特性参数（地基土的刚度、阻尼）相关，显然，随着桩越深，负载将将越来越大。由图2-8可知，随着相位差的变化，振动负载变化异常剧烈，最大值和最小值相差56倍。表3-1是综合2.2节分析及图2-8的仿真结果，得到的调节相位差过程中主、从动液压马达负载变化规律。表3-1 调节相位差过程中主、从动马达负载特性 主动马达0驱动力矩逐渐增大驱动力矩最大驱动力矩逐渐减小0阻力矩逐渐增大阻力矩最大阻力矩逐渐减小从动马达0阻力矩逐渐增大阻力矩最大阻力矩逐渐减小0驱动力矩逐渐增大驱动力矩最大驱动力矩逐渐减小三、新型液压控制方案设计要求一般来说，对液压系统设计提出如下6个要求： 功率大。一般来说都有上百甚至几百千瓦，大型的振动锤高达300500kw。因此系统设计必须考虑节能。 负载变化大，有时变化很剧烈，且几乎时刻在变。且最大工作压力高。（对于zzyy160型振动锤，在相位差为零的状态，最大工作压力可高达32mpa.） 流量大（zzyy160型振动锤要求的系统流量是940l/min），流量调节范围要求宽，对于自适应共振沉桩过程，流量调节几乎时刻进行。因此要求系统能够实现无级调节频率，即可以无级调节液压系统的流速，系统响应要快、精度要高、稳定要好，而且系统的流量要大，调节范围要宽。 液压系统参数调节的动态性能要求高。作业过程在线调频调矩、无齿轮液压同步控制对控制的响应快速性、响应精度和稳定性都提出了非常高的要求。 要有很高的速度-负载刚度特性，很强的抗干扰能力。 必须具有预防马达入口吸空等良好的安全保障措施。3.2 回路设计 3.2.1 常见调速回路分析一、变频电机无级调速此调速方案的原理是采用变频电机来控制变量泵的转速，从而改变系统的压力和流量。其优点是控制方式简单直接，操纵轻松舒适，而且采用电机直接控制，大大减少了能量损失，提高了系统效率。电机变频调速技术用于液压动力传动系统带来的主要问题是动态响应慢、低速特性差，加上液压系统自身有具有的参数慢时变特性以及负载变化的影响，致使液压调速系统较之常规的阀控或泵控液压动力系统难于控制。由于异步电机的转动惯量远大于油泵的转动惯量，再加上变频器的过载能力有限（过载50%只允许一分钟），影响了加速性能，为防止逆变器直流电压过高而引起保护动作，减速也不能过快。这使其动态响应特性不如伺服变量泵。低速不稳定：油泵在转速很低时自吸能力降低，容易造成吸油不充分而形成气蚀，引起噪声和流量脉动， 影响速度稳定；在低频时，变频器产生脉动转矩，使电机转速脉动，从而引起压力脉动，使脉动转矩幅值进一步放大，严重时引起剧烈的振动和噪声，而且在不同的输出压力下，都有一个最低的稳定运行频率25。变频电机的价格过于昂贵。二、液压控制无级节流调速目前常用的几大类调速回路有：节流调速回路、容积调速回路、容积节流调速回路20。对于液压马达来说，其旋转转速为：n=q/ (3-1)式中，q输入液压执行元件的流量;a液压缸的有效面积;vm液压马达的排量。由式(3-1)可知，改变输入液压执行元件的流量q或改变液压马达的排量均可以达到改变速度的目的。为了改变进入液压执行元件的流量，可以采用定量泵和流量控制阀并改变通过流量阀流量的方法（即节流调速），也可以采用改变变量泵或变量马达排量的方法（即容积调速），或同时采用变量泵和流量阀（即容积节流调速）。节流调速回路是通过改变回路中流量控制元件通流截面积的大小来控制流入执行元件或自执行元件流出的流量，以调节其运动速度。节流调速虽然其具有结构简单、维护使用方便等优点，但由于存在溢流损失和节流损失，致使其效率很低。一般只用于低压小功率进给的机床液压系统中，而像工程机械这些高压大功率的液压系统中一般不采用这种调速回路18。本系统压力高（一般会有30mpa以上）、流量大（最高可达120l/min），使用这种调速方案在节能方面显然是很不利的。容积调速回路是通过改变回路中变量泵或变量马达的排量来调节执行元件的运动速度。没有溢流和节流损失，而且工作压力随负载变化而变化。因此效率高，发热少20。容积节流调速回路用变量泵供油，用流量控制元件调节流入或流出执行元件的流量来调节其运动速度，并使变量泵的输出流量自动地与执行元件所需流量相适应。这种调速回路没有溢流损失，效率较高，速度稳定性也比容积调速回路好，且适用于调速范围大的中小功率场合。下面分析各种容积调速和容积节流调速回路的利弊。（一）变量泵和定量马达组成的容积调速回路图31所示为变量泵和定量马达组成的容积调速回路，图31 变量泵定量马达容积调速回路改变变量泵的排量即可改变马达的角频率。若不考虑液压泵以外的元件和管道的泄漏，这种回路的活塞运动速度为： (3-2) 式中， 变量泵的理论流量；变量泵的泄漏系数；其他符号意义同前。将式(3-2)按不同的值作图，可得一组平行直线，如图32所示。由图可见，由于泵有泄漏，马达角频率会随负载t的加大而减小。t增大至某值时，在低速下会出现液压马达停止回转的现象（图中点），这时变量泵的理论流量等于其泄漏量。所以这种回路在低速下的承载能力是很差的。图32 变量泵定量执行元件调速特性液压系统低速承载能力很差，对于振动沉桩的起转是极为不利的。当预制桩已经静止处于地基之中时，桩土之间存在较大的固结应力，此时必须在较低的频率下进行起振，直到消除固结应力消除。在这一阶段，由于负载很大，频率很低，采用容积调速将可能造成起振困难。(a) 回路图 (b) 调速特性图33 定量泵和变量马达组成的容积节流调速回路（二）定量泵和变量马达容积节流调速回路定量泵和变量马达组成的容积节流调速回路如图3-3（a）所示。在这种回路中，由于液压泵的转速和排量均为恒值，当负载功率恒定时，马达输出功率和回路工作压力都恒定不变，而马达的输出转矩与成正比20。所以这种回路又称为恒功率调速，其调速特性见图33(b)。 由于液压马达的变量调节范围很小，故这种回路调速范围很小。由图3-3的调速特性可知，本调速回路的速度刚度很差。由前文所述的设计要求（3）可知，振动桩锤所需的频率调节范围很大，又由设计要求（5）可知，系统必须具有很高的速度-负载刚度特性。显然，这种回路不适合本振动桩锤的控制。（三） 限压式变量泵和调速阀组成的调速回路图34(a)所示为由限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速回路21。设泵的流量为，则稳态工作时。可是在关小调速阀的一瞬间，减小，而此时液压泵的输油量还未来得及改变，于是，因阀6为安全阀，没有溢流，故这时泵的出口压力升高，因而限压式变量泵输出流量自动减小，直至；反之亦然。由此可见，调速阀不仅能保证进入液压马达的流量稳定，而且可以使泵的流量自动地和液压马达所需的流量相适应，因而也可以使泵的供油压力基本恒定（该调速回路也称为定压式容积节流调速回路）。这种调速阀也可装在回油路上，它的承载能力、运动平稳性、速度刚性等与相应采用调速阀的节流调速回路相同。（a) 回路图 （b) 调速特性 图 34 限压式变量泵和调速阀组成的容积节流调速回路图34(b)为这种回路的调速特性，由图可知，回路虽无溢流损失，但仍有节流损失，其大小与液压马达工作腔压力有关。液压马达工作腔压力的正常范围是： (3-3)式中，为保持调速阀正常工作所需的压差，一般应在0.5mpa以上；其他符号同上。当时，回路中的节流损失为最小（见图 34（b），此时泵的工作点为a,液压马达的工作点为b;若减小（b点向左移动），节流损失加大。这种调速回路的效率为： (3-4)式(3-4)没有考虑泵和马达的泄漏损失，当限压式变量泵达到最高压力时，泵的泄漏量为8左右。泵的输出流量越小，泵的压力就越高；负载越小，则式(3-4)中的压力就越小。因此在速度低、负载小的场合，这种调速回路的效率就很低。所以，这种调速回路并不理想。3.2.2节能型调速方案功率匹配的电液比例调速回路由3.1节可知，液压振动桩锤负载特点是：消耗功率大，负载压力、流量变化范围大，但上述各种无级调速回路中，要么有较大的溢流损失，要么有较大的节流损失，要么速度调节范围不大，都难以满足液压振动桩锤的要求。要实现节能，必须设计一种回路，保证液压泵提供的压力、流量都随着负载的变化而变化，以使系统能量损失降低到最低限度。下面，作者设计的一种新型回路功率匹配的电液比例调速回路，可满足这一要求。一、电液比例速度控制考虑到调速控制的精度和速度刚度都要求高，以及系统高压、大流量的要求，本文拟采用bt型高压大流量电液比例调速阀，这种阀为压力补偿、带位置反馈先导控制型，具有相当高的控制精度，能够很好地满足上述要求。从工程应用的角度来说，采用电液比例控制系统有以下特点22：（1） 可以明显的简化液压系统，实现复杂程序控制。（2） 利用电信号便于远距离传输。因振动桩锤操纵台离液压马达的最远距离达三十多米，如果将调速阀装于操纵台上，将无法满足控制动态性能要求，而电信号便于远距离传输优势使得将阀装于锤头上靠近马达成为可能。（3） 用电液比例控制系统不但可实现有线式或无线式控制，也可改善主机的设计柔性，并可实现多通道并行控制。这使得系统可以实现柔性的频率控制、柔性的相位差调节和柔性的空间布置。（4） 提高控制精度或实现特定的控制目标。这为系统增设大闭环控制成为可能。1.变量泵 2.电液比例节流阀 3.马达4.安全阀 5.负载传感阀 6.伺服缸图3-5 功率自适应回路二、负载功率自适应回路 自适应控制回路包括压力自适应控制回路、流量自适应控制回路和功率自适应控制回路。由于压力自适应控制回路只实现了压力自适应负载，流量自适应控制回路只实现了流量自适应于负载要求，因此将二者结合，得到新型的自适应控制回路回路，这种回路的压力和流量都自适应负载，这就是工程机械液压系统常用的功率自适应回路，也称为功率匹配回路30，47，49。回路的原理图如图3-5所示。 功率自适应控制调节过程的分析 流量自适应：系统流量与调定流量相同时，负载传感阀5的阀芯处于力平衡状态，即处于中位，与伺服缸的油路被封闭，泵的排量恒定；当流量过大时，节流阀2的阀口压差大于负载传感阀5所调定的压差，从而使负载传感阀动作，处于右位，系统的高压油进入伺服缸6，推动活塞前进，使泵的排量降低，节流阀2的阀口压差减小，使负载传感阀5逐渐回到中位，从而达到流量自适应；当系统的流量过小时，节流阀2的阀口压差小于负载传感元件5所调定的压差，而使负载传感阀动作，处于左位，伺服缸6的通油腔与油箱相通，活塞在弹簧力的作用下左移，使液压泵的排量增大，直至达到流量自适应。图3-6 异步电动机的固有机械特性 压力自适应：异步电动机的固有机械特性如图3-6所示51，当负载转矩变化时，电动机的转速会相反的变化，即负载转矩变大时，转速会降低；负载变小时，转速会变大，这会影响液压泵的实际流量。因此，在负载变化时，应该相应的调节液压泵的排量，以保持流量的恒定。 当负载压力变大时，负载传感阀5处于左位，如前所述，系统的排量将增大，负载压力也相应的增加，直至负载传感元件5的阀芯回到中位，这时系统压力，实现压力自适应；负载压力变小时，负载传感阀5处于右位，经过与系统流量过大时相同的过程，系统的供油压力减小，直至，负载传感阀5恢复中位。 系统的功率分析本功率匹配回路液压泵的输出功率为 （35）上式中，pp、qd分别为液压泵输出压力和流量，fs为主节流阀弹簧力，a为主节流阀阀芯面积。输入液压马达的功率 （36）式中，为流量通过比例流量阀工作油口所产生的节流功率损失。回路效率 （37）而通常使用的定量泵调速阀溢流阀回路、压力匹配回路和流量匹配回路的效率分别为： （38） （39） （310）式中分别为液压泵的出口压力和输出流量（也即泵能提供的最大流量），为液压泵输出的最高压力或由溢流阀调定的压力，分别为负载压力和流入执行元件的流量。它们之间的关系为：（与是相匹配的），。将其归纳为表32。表3-2 几种回路功率特性和效率的比较显然可以得出的结论。因此采用功率匹配回路的效率是最高的，对于本大功率系统来说是很有意义的。1-轴向柱塞马达 2-节流阀 3-插装阀 4-溢流阀 5-压差换向阀图3-7 恒背压防吸空回路3.2.3 预防吸空的液压回路设计一、恒背压防吸空方案1.防吸空液压控制原理恒背压防吸空回路如图3-7所示。利用马达入口（即流量阀出口）与马达出口的压力之差作为控制信号。一旦该压差为0甚至为负值，防吸空控制先导阀（压差控制换向阀）瞬间换向，使系统在制动状态下工作。但系统还在向马达供油，从而使马达入口（阀出口）压力升高，让系统工作于正常状态下。由于该阀的控制信号是，压差换向阀不会频繁换向。2.防吸空工作过程分析前提条件是：电液比例流量阀的最低出油口工作压力为0.7mpa，即工作时任何时候负载压力不得低于0.7mpa。（1）当振动转矩为阻力矩，且时。，满足流量阀稳定工作的最低出口压力的要求，不需要产生背压，换向阀应当处于左侧。换向阀左侧： （311） 为换向阀控制活塞面积。换向阀右侧： （312）其中。 （313）则换向阀始终处于左侧的条件是： 即。结论与条件相符，所以背压系统的工作状态能满足工作需要。（2）当振动转矩为阻力矩但，或当振动转矩为驱动力矩（）时。此时，尽管振动转矩为阻力矩，但由可知，低于流量阀正常工作出口压力的最低压力，故换向阀必须换向。由式（313）可知：，换向阀自动换向。换向后：。合理设计可得：。此时 （314）由于，。故，因此换向阀恒处于右位，且恒大于0.7mpa。也即是说，只要振动转矩不升高到使，背压是不会消失的，这样就不会产生频繁换向的不稳定状态。二、自适应背压防吸空方案上面的恒背压切换系统虽然能解决马达的吸空问题，但由于一需要产生背压就要产生最大的背压，不能根据实际要求自动变化背压值，使产生背压时的能量损失非常大，不利于节能。同时由于背压切换的时候插装阀上腔与油箱的通路瞬时完全切断，会造成插装阀突然关闭而使马达停转的现象，这对系统的正常工作是极为不利的。所以在恒背压切换系统的基础上再进行改进，设计出如图34所示的自适应背压切换系统。1-轴向柱塞马达 2-节流阀 3-插装阀 4-自适应背压控制阀 5-液控换向阀图3-8 自适应背压调节防吸空回路如图3-8所示。与图3-7的回路相比，图3-8方案主要改进是用自适应背压控制阀4取代了溢流阀。马达的入口压力pmi为自适应背压阀4的遥控压力。阀的开口量随着控制压力pmi的增大而增大，但控制压力为零时阀口不全闭，控制压力为设定最大值时阀口不全开，即仍有一定的节流损失。该阀其实就是一个行程控制节流阀。工作过程如下：当马达所受负载转矩为阻力矩时，象图3-7一样，图3-8所示的自适应背压控制阀4不起作用。当马达所受的振动阻力矩降低，但没有下降到临界阻力之前，马达入口压力跟着降低，阀5仍处于左位，系统不产生背压。在振动阻力矩下降到临界阻力（1mpa）值时，即将产生吸空现象，由前面分析可知，阀5立即换向，使插装阀3上腔直接通油箱的油路被切断，但由于阀4没有完全切断油路，使阀3上腔通过它接通油箱，避免了由于阀3上腔与油箱完全切断后引起总回路瞬时切断而产生马达瞬时停转的严重后果，这也是把自适应背压阀做成先导压力为零时阀口不全闭的结构的原因。与此同时，由于自适应背压阀开口小，马达出口马上建立起较大背压，从而使马达入口压力随之升高，又使阀4阀芯下移，开口变大，使背压减小，又引起马达入口压力随之减小，使阀4阀芯上移，通过这样反复的调节过程，最终使系统背压和马达入口压力稳定在一个与马达所受阻力大小相匹配的压力值。当马达所受的振动力矩变为驱动力矩时，背压同样产生自适应，只是马达入口压力比背压值低而已。这样就使马达入口压力与振动力矩的大小相适应。经过精心设计，在产生背压时液压泵只需要提供很低的压力就可以使系统正常工作。这样就实现了比恒背压切换系统更节能的目的，而且使背压切换时的油路突然断开的危害消除了。3.3 液压系统总体回路一、回路综合设计综合上文分析，回路选择如下： 调速回路：由上文分析可知，功率自适应回路的压力和流量的控制过程相对独立，控制性能较好，流量稳态误差小，节能效果好。由2-2节分析可知，同层两马达的负载非常相近，无须选用负载独立流量的回路，因此选用普通多负载的功率自适应回路。 背压回路：选用如图3-8所示的背压自适应回路，这种回路不但能满足系统工作要求，而且结构相对简单。背压自适应回路既用于调节相位差时预防液压马达吸油口出现吸空，也用于马达停转过程中，自动产生一定背压，使得液压马达在液压制动状态下逐渐停转。 卸荷回路：一般采用电磁溢流阀，由于系统流量较大，而且插装式卸荷阀流量较大，可同时给两台液压泵卸荷，故可选用插装式卸荷阀或者大流量的电磁溢流阀。 其他：液压马达的瞬时负载压力变化剧烈，而且频率较高，这是普通的调节元件所达不到的，因此必须采用蓄能器，而且与马达越近越好；为简化系统结构，采用回油过滤。 液压系统总体回路如图3-9所示。其总体工作过程如下： 驱动电机启动时，电磁换向阀11通电，系统卸荷，电液比例调速阀3不工作，其阀口几乎完全关闭，液压马达不转动。 电机完全启动后，电液比例调速阀3通电，电磁换向阀11断电，系统逐渐停止卸荷，马达开始转动。通过程序控制各电液比例调速阀来控制系统的流量，使偏心块低频转动，并将上下层偏心块的相位差调到180（振动锤的振幅为零），后控制比例流量阀增大系统的流量，使液压振动锤零振幅地穿越共振区，到达所需的工作频率，再减少相位差让液压振动锤正常工作。停机过程中也同样零振幅的穿越共振区。比例调速阀工作时，负载传感阀2也工作，系统进行功率自适应控制。当系统压力较大时，液控换向阀8处于右位，远控口与油箱相接，插装阀6的弹簧腔的压力很小，几乎为零，插装阀6的开启压力非常小（弹簧的作用力）；当系统压力很低，或者马达受驱动力矩时，系统可能出现吸空，液控换向阀8换到左位，背压自适应控制阀7起作用，减小其阀口开口量，使阀6弹簧腔的压力增大，阀7的开启压力增大，从而使系统压力增大，使背压自适应控制阀7的开口量增大，直到系统平衡，阀7采用较软弹簧，在其阀芯移动时，由于位移非常小，故可以认为其弹簧力恒定不变，即系统的压力为背压自适应控制阀7的弹簧所决定的。二、新型回路系统特点 系统采用了电液比例调速阀，可以连续按比例地控制系统的流量，并易于简单的实现自动控制、遥控和程序控制；可在线无级调节振动频率，并可实现相位差的无级调节，可以通过程序控制，实现零振幅地穿越共振区；另外，由于比例放大器中存在斜坡信号发生器，当输入一阶跃的设定值时，斜坡信号发生器产生一个缓慢上升或下降的输出信号，实现了系统流量无冲击过渡，避免了流量调节过程的冲击。系统采用功率自适应回路，实现了压力匹配和流量匹配，降低系统的压力损失，并实现了流量的无损失（不考虑系统的泄漏），提高了液压系统的效率，实现了节能，适应了由地质因素变化而引起的液压系统负载压力的剧烈变化。背压自适应回路解决了相位差调节（即偏心矩的调节）过程中可能导致液压系统出现吸空的情况。采用高性能的电液比例流量阀，例如流量位移力反馈式电液比例流量，实现了水平的流量负载特性。采用了高响应的蓄能器，实现了对系统的补油（由不同相位时负载力矩的变化而引起偏心块转速的变化，从而导致对所需的变化），并吸收了液压系统供油压力的脉动。3.4 主要元件选型计算下文将针对激振力为1600kn的液压振动桩锤进行有关计算选型。一、液压马达的选型考虑大负载、高转速的工作条件，本文选用轴向柱塞液压马达。 液压马达随激振器悬挂于高空作业，并承受很达的竖向震动负载，考虑到外观紧凑和减少振动力造成马达受太达的竖向弯矩，本文拟采用内藏式（也称埋入式）定量马达，即马达的安装法兰设计在壳体中间，这种结构允许马达几乎完全装进机械齿轮箱中，从而提供一个十分紧凑的部件，另外这种马达的驱动轴可以承受径向载荷，而且易于组装，仅需“插入”机械齿轮箱，不需要考虑安装公差。这种马达有华德液压的a2fe系列马达、萨姆液压的h1cr系列43，44，图4-3所示为h1cr系列的外形图44。而h1cr系列马达的最大排量为108ml/r44，达不到系统要求160 ml/r，因此采用a2fe系列马达 44。马达的输出转矩为 =489 nm （3-15）液压马达的理论排量可由下式计算20： （3-16）式中 t液压马达外负载转矩； 液压马达最大工作压力，系统最高压力为31.5mpa，但为保证在更低频率时，液压马达的输出功率仍较大，而a2fe马达的额定压力为35mpa，大于系统最高压力要求； 液压马达的背压，根据背压要求取为0.5mpa； 液压马达的机械效率，叶片马达取0.800.90；齿轮马达取0.850.95；轴向柱塞马达取0.920.99；低速马达取0.930.96，由于采用是轴向柱塞马达，因此取为0.95。 给定液压马达的排量为160 ml/r，即=160 ml/r，结合式（3-15）和（3-16），可知液压马达的正常工作压力由此确定液压马达的型号为a2fe-160-w-70-a-11。二、液压泵的选型确定液压泵的最大工作压力液压泵的最大工作压力按下式计算 （3-17）式中， 液压执行元件工作腔的最大工作压力，本文为液压马达的最大工作压力； 从液压泵出口到液压马达入口处的总管路损失； （3-18）进油路上管路的总沿程损失；进油路上管路的总局部损失；进油路上阀的总压力损失，这里为电液比例调速阀的压力损失，即负载传感阀所设定的压差。的准确计算必须在选定液压元件并绘制出管路布置图后才能进行。初算时，可按经验数据选取：当管路简单或有节流阀调速时，取=0.20.5mpa；当管路复杂或有调速调速时，取=0.51.5mpa。确定液压泵的流量范围尽管要由同一回路驱动两台液压马达，但是系统采用两台液压泵供油，而且液压泵完全相同，因此采用单液压泵和单个液压执行元件系统的计算公式1： （3-19）式中 液压泵的流量； 考虑系统泄漏和溢流阀保持最小溢流量的系数，通常取=1.11.3，由于没有采用溢流阀，只考虑系统泄漏，取=1.1； 液压马达所需的最大流量。根据液压马达的转速范围501380rpm，243.1 l/min，最小流量为8.8l/min，可知液压泵的调速范围为8.8243.1l/min。液压变量泵选型 由于系统采用了负载传感技术（功率自适应）来实现系统节能，如果变量泵自身能够实现功率自适应功能，可选用这种变量泵。如果变量泵自身不具有这种功能，只能选择其他变量形式的，如采用负载传感阀和