全液压起重机行走液压系统设计_韩慧仙.pdf

Design for Travel Hydraulic System of Full Hydraulic Crane Huixian Han 1 Xianli Cao2 and Maofu Liu3 1 Department of Mechanical Engineering Hunan Mechanical Electrical Polytechnic Changsha China 3776451 2 Intelligent Engineering Research Institute SANY heavy industry co Ltd Changsha China caoxianli 3 Department of Mechanical Engineering Hunan Mechanical Electrical Polytechnic Changsha China Lmaof Abstract This paper described the advantages and application of a full hydraulic crane analyzed the work conditions and requirements of crane hydraulic travel system and determined the open hydraulic system solution of travel hydraulic system Aiming to the work feature in four quadrants for engineering vehicles it proposed the main function modules of open hydraulic travel system It gave the design methods and components selection calculation process of travel hydraulic system and analyzed and simulated the transient performance of start and brake condition Finally it obtains that the steady performance of crane hydraulic travel system is determined by hydraulic components and hydraulic parameters and the transient performance of crane hydraulic travel system is determined by the latus rectum of relief valve according to simulations Keywords crane hydraulic system transient performance design 全液压起重机行走液压系统设计全液压起重机行走液压系统设计 韩慧仙 1 曹显利2 刘茂福3 1 湖南机电职业技术学院机械系 长沙 湖南 中国 2 三一重工股份有限公司智能研究院 长沙 湖南 中国 3 湖南机电职业技术学院机械系 长沙 湖南 中国 摘 要 本文介绍了全液压起重机的优势及其应用发展状况 分析了全液压起重机行走系统的使用工况和要求 根据目前起重机液 压系统的现状确定了行走开式液压系统的技术方案 针对工程车辆行走系统的四象限工作的特性提出了起重机行走开式液压系统的主 要功能模块 进而给出了起重机行走液压系统设计计算方法和元件选型计算过程 并对全液压起重机启动和制动工况下的瞬态性能进行 了分析和仿真测试 最后根据试验结果得出了全液压起重机开式行走液压系统设计的的稳态特性主要由液压元件和液压系统的参数确 定 行驶系统瞬态性能的主要影响因素是补油溢流阀组的通径尺寸等结论 关键词 起重机 液压系统 瞬态性能 设计 1 引言 1 1 全液压起重机应用介绍 全液压起重机是指起重机的所有主要执行机构均由液 压驱动 主要执行机构包括卷扬机构 变幅机构 回转机构 支腿机构 转向机构和行走机构等 由于几乎所有类型的 起重机的上车回转和工作装置均采用液压驱动 所以 相 对非全液压起重机 全液压起重机的主要区别在于行走驱 动系统 即是否采用液压行走驱动方式 目前采用液压行 走驱动的主要有越野轮胎起重机和港口轮胎起重机 由于 上述机型的应用场合不同 其液压底盘的结构和性能也不 尽相同 但其液压行走驱动方案却基本相同 本文主要介 绍全液压起重机行走液压驱动系统的设计计算和共性性 能 1 2 行走液压系统的工况要求 与大多数工程车辆的行走工况一样 全液压起重机行 走液压系统工作在速度 加速度平面的四个象限中 即 前向加速 前向减速 后向加速和后向减速 其典型行驶 工况示意图如图 1 所示 湖南省科技厅基金项目支持 资助号 2010GK3193 2010 3rd International Conference on Power Electronics and Intelligent Transportation System 978 1 4244 9162 9 10 26 00 2010 IEEE PEITS2010 512 图 1 全液压起重机行走工况示意 上图中 第一象限表示前向启动和加速工况 速度方 向与加速度方向均为向前 起重机刚起步时速度较低 加 速度急速升高到较大值 随着速度的增加 加速度逐渐降 低 直到恒速行驶 第四象限是制动停车工况 速度方向 与加速度方向不同 起重机在较高速度开始制动时 负向 加速度使速度逐渐降低 直到车速为零 制动完成 第二 第三象限的工况为倒档启动和制动工况 其工作原理相同 全液压起重机在速度的两个方向上的性能是不对称 的 其主要行走方向是前向行驶 其前进速度和加速度都 较大 而后退速度约为前进速度的一半 与此相对应 后 退时的加速度也相对较小 所以 真正考验全液压起重机 行走系统性能的工况是前向行驶时的加速过程和制动过 程 起重机的自身重量一般较大 相对其驱动系统的功率 和扭矩 起重机的自身重量构成了较大的惯性负载 大惯 性负载的加速特性和制动特性直接影响起重机的行驶性能 和操控特性 在驱动液压系统设计中应采取相应的措施 2 液压系统设计 2 1 开式液压系统方案的确定 起重机的执行机构较多 主要执行机构就有卷扬机构 伸缩机构 变幅机构 回转机构 行走机构 转向机构 制动机构和支腿机构等 可能还有其他一些小功率执行机 构 驱动这些执行机构的液压缸和液压马达的数量较大 远大于能够布置的液压泵的数量 所以 必然会采用多个 执行液压元件共用一个液压泵的方案 由于闭式液压系统的结构特点 一般液压泵不能共用 而开式液压系统在液压泵共用方面具有先天的优势 所以 本文所述的起重机行走液压系统采用开式液压系统的方 案 液压系统的主要部件包括变量液压泵 比例多路阀和 变量液压马达 其中 通过比例阀的开口方向控制起重机 的行驶方向 通过液压泵的排量 比例阀的开度和液压马 达的排量共同调节起重机的行驶速度 本文选择力士乐 A11VO 系列液压泵 M9 系列多路阀 和 A6VM 系列液压马达构建起重机行驶驱动系统的主要 结构 根据前文对起重机的行驶工况的分析 行驶系统的 负载是一个大惯性负载 行驶驱动液压系统需要设置补油 溢流阀和行走平衡阀 液压系统的原理图如图 2 图 2 全液压起重机行走工况示意图 上图中 行走平衡阀在中位时 A B 口之间要节流 导通 以使车辆具有滑行功能 同时也具有一定的液压制 动功能 多路阀要选用 Y 型中位 即 当多路阀处于中位 时 P 口截止 A B T 口连通 多路阀 P 口截止 可以 使行走多路阀处于中位时共用此液压泵的其他执行机构得 到该泵的流量 多路阀中位时 A B T 口连通 可以泄掉 行走平衡阀两端的压力 使行走平衡阀回到中位 起到滑 行和液压制动的作用 2 2 液压系统的设计计算 起重机行驶液压系统的设计要求是 发动机额定转速 2000rpm 时 液压马达的最大输出转速不低于 2800rpm 液压马达的最大输出力矩不低于 960Nm 且液压系统能够 传递发动机的额定功率 210kW 液压系统的额定压力根据 液压泵确定为 350bar 由马达的最大输出力矩要求 可以 计算液压马达的排量 513 m T 100 59 1 mmm PV 1 其中 液压马达的要求输出扭矩 960Nm m T m V 液压马达排量 mL r P 液压系统的额定压力 350bar m m 液压马达的机械效率 取 0 92 由上式计算得 Vm 187 5 mL r 参照液压马达样本 选择 A6VM200 液压马达 该马达在 350bar 压力下的最大 输出力矩为 1113Nm 能够满足设计要求 液压泵排量要满足发动机的功率输出要求 其计算过 程如下 e W 6001000 P mbbe VN 2 其中 发动机额定功率 210kW e W e N 发动机额定转速 2000rpm b V 液压泵排量 mL r bm 液压泵的机械效率 取 0 95 由上式计算得 液压泵排量 Vb 189 5 mL r 参考液 压泵样本 选择 A11VO190 液压泵 其排量为 190 mL r 能够吸收的功率为 210 6 kW 满足设计要求 根据该液压泵排量和发动机额定转速 可以计算液压 泵的额定流量如下 b Q 1000 N bvbe V 3 其中 液压泵的额定流量 L min b Q e N 发动机的额定输出转速 2000rpm b V 液压泵排量 190mL r bv 液压泵的容积效率 取 0 95 由上式计算得 361 L min b Q 由液压泵的额定流量和液压马达的最大输出转速要 求 可以计算液压马达的最小排量 如下 b Q m Q mv mminm 1000 VN 4 其中 液压马达的最大输出转速要求 为 2800rpm m N minm V 液压马达最小排量 mL r mv 液压马达的容积效率 取 0 95 由上式计算得 122 5 mL r minm V 2 3 液压系统瞬态特性仿真测试 上述液压系统的设计要求 设计计算和元件选型只能 满足系统的稳态性能要求 并不能满足起重机行驶过程中 启动 制动等瞬态工况的要求 液压系统在启动和制动的 较短时间内 液压系统高压腔会出现较高压力 甚至出现 溢流 低压腔会出现较低压力 甚至出现吸空 本文主要 研究液压系统的下列瞬态特性 制动时高压腔溢流情况 其中 最大溢流压力表征了 系统的制动能力 溢流时间表征了系统的极限制动时间 制动时低压腔吸空情况 最低吸空和吸空之间表征了液压 系统低压腔供油不足的程度 制动时间 表征了液压制动 时的制动距离 起重机制动时 高压腔需要有较高的压力以提供足够 的制动力矩 但如果高压腔压力过高且持续时间长 则会 导致液压系统振动与噪声 系统发热量大等不良后果 起 重机制动时 低压腔压力不能过低 否则会导致吸空和嚣 叫声 对马达等液压件损害极大 下面分别从溢流时间 吸空时间 最低压力等角度对 起重机行走液压系统进行仿真试验和分析评价 根据上述设计计算得出的起重机行走液压系统结构和 各液压元件的样本参数 可以建立行走液压系统的仿真模 型 如下图 3 所示 514 图 3 轮胎起重机行走液压系统仿真模型 1 液压马达 2 补油溢流阀 3 行走制动阀 4 主控阀 5 主溢流阀 6 背压单向阀 7 液压泵 液压系统中 高压溢流阀和补油单向阀的通径对液压 系统的溢流 吸空等瞬态特性有决定性影响 本文基于起 重机行走液压系统的仿真模型 对 12mm 通径 16mm 通 径和 20mm 通径的补油溢流阀进行仿真测试 观察不同通 径的补油溢流阀组对系统溢流时间 吸空时间 最低压力 等瞬态特性的影响 下面图 4 图 5 中 曲线 1 2 3 分别表示通径 12mm 16mm 和 20mm 的仿真特性 横坐标为时间轴 单位 秒 起重机在 40 秒之前已经达到最高行驶速度 从 40 秒开始 操作信号归零 即 主泵排量回到最小 约为满排量的 15 左右 主控制阀回到中位 液压系统进入制动状态 行走 制动阀在主控制阀 A B 口压差作用下回到中位 开始制 动 图 4 图 5 中的纵坐标均为压力 单位 bar 图 4 高压腔溢流压力曲线 图 5 低压腔吸空压力曲线 由上述曲线图可知 在不同的补油溢流阀组的通径下 高压腔溢流时间 吸空时间 最低吸空压力如下表 曲线 阀组通径 mm 溢流时间 sec 吸空时间 sec 最低吸空压 力 bar 1 12 1 9 0 8 0 9 2 16 1 1 0 1 0 9 3 20 0 3 0 6 56 由上表可见 通径为 20mm 的补油溢流阀组具有较短 的补油和溢流时间 且最低压力高于 0bar 杜绝了吸空现 象 具有良好的瞬态特性 是合适的补油溢流阀组 3 结论 3 结论 综上所述 全液压起重机的主要特点在于其行驶液压 驱动系统 本文通过对全液压起重机的行走工况分析进行 了稳态设计计算和瞬态性能仿真分析 并得出以下结论 起重机行走系统是一个大惯