混凝土泵液压系统能量损耗研究.doc

混凝土泵液压系统能量损耗研究摘要：本文从理论和试验两方面对混凝土输送泵液压系统能量损耗问题进行研究。系统分析了导致能量损耗的主要因素以及对混凝土泵产品使用可靠性产生的影响；在HBTS80型混凝土输送泵产品上对其液压系统能量损耗情况进行了试验研究，找出主要的能量损耗源，从设计、制造、使用等方面提出减小能量损耗的有效措施。1、引言液压系统工作时，由于液压元件的内泄漏、节流、液流阻力、摩擦等而引起能量损耗；由于系统所损耗的能量大都转化为热量而使油温升高，从而降低系统的容积效率、加剧元件的摩擦磨损、加速橡胶件（如密封件和胶管等）的老化和油液本身的劣化、引起阀件功能失灵等。对于压力高、流量大、连续工作的混凝土泵液压系统来讲，其能量损耗更为严重，它是影响热平衡性的关键因素，也是导致混凝土输送泵使用可靠性降低的重要原因。因此，开展混凝土输送泵液压系统能量损耗理论分析与试验研究对提高其使用可靠性具有重要意义。2、试验技术混凝土输送泵工作时，其液压系统的能量损失主要有：液压泵功率损失、管路中的液流功率损失、液压阀的功率损失、液压执行元件的功率损失、溢流阀的功率损失等几种形式；为了全面掌握其能量损失情况，作者以HBTS80型混凝土输送泵为试验对象，并由一台电子计算机、一台数据采集仪和9个压力传感器等组成一个测试试验系统，图1所示为液压系统压力测点位置示意简图。两个主油缸的内径和活塞杆径分别为D=140mm和d=90mm；两个主油缸采用高压小排量的串接方式，即通过高低压转换阀块使两主油缸的小腔相互联通起来。图1 传感器安装位置示意图图1中集成块的P口接主油泵，T口通过冷却器和回油过滤器与油箱相连通。主油泵选用日本KAWASAKI型号为K5V140DT斜盘式轴向柱塞变量泵，恒功率控制；恒功率点时的压力调为pc=12MPa，即当油泵出口压力达到12Mpa时，处于全功率控制状态；在泵轴转速为2000rpm、额定工作压力为32MPa时，其容积效率hv约为97%。在换向后的稳定运行过程中，同时采集9个测点处的压力时间变化曲线，采样频率为1000Hz。由于A和B两主油缸的结构一样，且相互串接，则A缸外伸、B缸回缩过程中的压力损失与A缸回缩、B缸外伸过程中的压力损失是相同的。因此，现选取A缸外伸、B缸回缩这一过程来测试系统各处的压力；液压系统中各处的油压力始终处于波动状态，特别是在换向过程中，油压力的变化尤为明显。因此，特选取两次换向过程之间的基本平稳阶段作为采集压力信号的时间段，并取该时段内所测压力信号的算术平均值作为实测压力值。若M1、M2、M3、M4、M5、M6、M7、M8和M9等9个测点处的实测压力分别为p1、p2、p3、p4、p5、p6、p7、p8、和p9，则各处的压力损失可分别表示如下：（1）流入主油缸A大腔的压力油流过换向阀与集成块时所引起的压力损失Dp1为： (1)（2）从主油缸B大腔流出的回油流过换向阀与集成块时所引起的压力损失Dp2为： (2)式中p0为回油口T处的压力；在此系统中，回油背压主要是由于回油过滤器和冷却器及其管道阻力所引起的，其压力值基本上是稳定的，约为2.10MPa。（3）油液流过两主油缸连通管道时所引起的压力损失Dp3为： (3)（4）流入主油缸A大腔的压力油流过高低转换阀时所引起的压力损失Dp4为： (4)（5）从主油缸B大腔流出的压力油流过高低转换阀时所引起的压力损失Dp5为： (5)由于主油泵为恒功率变量泵，则其输出的油量除与泵的排量q（ml/r）、转速n（rpm）有关外，还与油泵出口工作压力和油泵本身的容积效率相关，即（1）当油泵出口压力p1小于恒功率点压力pc=12MPa时，主油泵实际输出的油流量Q1为：L/min. (6)式中hv为液压油泵的容积效率，它随着油泵出口处的工作压力p1和泵轴的转速n等的变化而变化；一般来讲，在转速n一定的情况下，油泵的容积效率hv基本上是随压力p1的增大而呈线性规律减小的；也就是说，如果油泵以转速n旋转、在额定压力pm时的容积效率为hmv，则油泵在出口工作压力为p1时的容积效率hv可近似表示为： (7)（2）当油泵出口压力p1高于恒功率点压力pc时，主油泵的理论输出流量QL可按如下关系式计算：则主油泵此时实际输出的油流量Q2为：L/min. (8)由于两主油缸大腔和小腔的截面面积不同，则使得两主油缸连通管道中的油流量并不等于主油泵的实际输出流量，而且它还与主油缸缸径D（mm）和活塞杆径d（mm）相关，即：（1）当油泵出口压力p1小于恒功率点压力pc=12MPa时，连通管道中的油流量为：L/min. (9)（2）当油泵出口压力p1高于恒功率点压力pc时，连通管道中的油流量为：L/min. (10)如果不考虑系统工作过程中的油液泄漏，两主油缸连通腔的油流量可根据主油泵出口压力的大小按式（9）或（10）进行计算，其它管路的油流量即为主油泵的实际输出流量，则可按式（7）或（8）进行计算，因此，该系统总的能量损失N可计算如下： （1）当油泵出口压力p1小于恒功率点压力pc=12MPa时，总的能量损失N为：（kw） (11)其中由换向阀和集成块所引起的能量损失N1和由高低压转换阀所引起的能量损失N2分别为：（kw） (12)（kw） (13) （2）当油泵出口压力p1高于恒功率点压力pc时，总的能量损失为：（kw） (14)其中由换向阀和集成块所引起的能量损失N1和由高低压转换阀所引起的能量损失N2分别为：（kw） (15)（kw） (16) 为了考察主油泵的旋转速度对系统压力损失和能量损耗的影响，在试验过程中，分别在不同的旋转速度下对系统各处的油压力进行了测算，以掌握旋转速度对系统压力损失和能量损耗的影响规律。3、试验结果及分析表1所示是主油泵转速为1800rpm、不同负载情况下在各测点处所测得的压力均值。由表1可以看出，油液在流动过程中，不管是流经换向阀、集成块、管件，还是流经高低压转换阀，都产生了程度不同的压力损失。根据式（6）式（10），并取主油泵转速为1800rpm、额定压力为32MPa时的容积效率为95%，可计算出主油泵在不同负载压力p1下的容积效率和各管路中油液流量，如表2所示，并由此可得系统的能量损失，如表3所示。由表1所示数据可知，测点M2和测点M4之间以及测点M9和测点M7之间的压力差都很小，即压力损失很小；而液压油流过换向阀、集成块和高低压转换阀时所引起的压力损失与其相比则要大得多。由此可见，在此系统中，油液在管路系统中流动时所产生的压力损失绝大部分是由于换向阀、集成阀块以及高低压转换阀等所引起的，直管中的压力损失甚至可忽略不计。因此，在计算油液流过阀块时的能量损失时，把由部分管道引起的能量损失一并考虑进去也不至于引起大的误差。由表1所示数据计算各处的压力降可知，油液流过换向阀、集成块、高低压转换阀等液压元件时所产生的压力损失随负载力（即主油泵出口处压力p1）的变化规律基本上是一致的；即在负载压力p1低于恒功率点压力时，管路系统各处的压力损失均相对较大，且随负载压力的升高而基本上变化不大；但当负载压力p1超过恒功率点压力后，管路系统各处的压力损失均随负载压力的增大而逐渐减小。这主要是因为：在负载压力p1低于恒功率点压力时，主油泵的斜盘一直处于最大倾角位置，其输出的油液流量的大小除受容积效率的很小影响外，一直基本保持为最大流量值，使得管路系统中各处的压力损失均相对较大、且基本上保持不变；但当负载压力p1超过恒功率点压力后，主油泵的斜盘倾角和容积效率都随负载压力的增大而逐渐减小，则输出流量也逐渐减小，从而使得管路系统中各处的压力损失都随负载压力的增大而逐渐减小。表1 主油泵转速为1800rpm、不同工作负载时在各测点处测得的稳定压力均值主泵负载(即测点M1处的压力p1)其它各测点处的压力值/MPaM2处的压力p2M3处的压力p3M4处的压力p4M5处的压力p5M6处的压力p6M7处的压力p7M8处的压力p8M9处的压力p94.8503.7912.9103.7972.7714.3063.8604.1013.8628.5323.5842.8463.5892.7217.9913.6527.7853.65411.5813.4482.8193.4522.69611.0523.51410.8503.51612.3963.4562.7993.4582.70111.9553.51511.7483.51713.8103.4352.7133.4372.60113.3773.49013.1793.49115.2723.2992.6553.3012.58514.9013.35414.7203.35616.3843.1552.5503.1562.52316.0833.20715.9103.20823.6252.6732.3162.6742.31523.4202.70823.2752.71031.4072.4242.2022.4252.20131.3102.44931.2002.451表2 不同负载压力时主油泵容积效率和油液流量计算值主泵负载(即测点M1处的压力p1)容积效率hv主油泵的实际输出流量Q1或Q2 （L/min.）两主油缸连通腔的流量Q3或Q4 （L/min.）4.8500.993500.472293.6448.5320.987497.448291.87011.5810.982494.928290.39112.3960.981478.629280.82813.8100.978428.309251.30415.2720.976386.514226.78116.3840.974359.543210.95623.6250.963246.528144.64731.4070.951183.133107.540表1所示数据表明，油液流过两个主油缸小腔的连通管路（包括连接主油缸小腔和高低压转换阀的钢管、胶管以及高低压转换阀的部分通道等）时所引起的压力损失Dp3相对来讲是最小的，并且其随负载压力而变化的程度也相对较小。之所以如此，主要是因为两个主油缸此时采用“高压小排量”的串接方式，即两主油缸的小腔相互连通起来，这时两主油缸连通管道中的油液流量明显减小，如式（9）和式（10）。因此，油液在其中流动所引起的压力损失也就减小。很显然，如果两主油缸采用“低压大排量”的串接方式，即将两主油缸的大腔相互连通起来，由于此时两主油缸大腔连通管道中的油液流量是主油泵输出流量Q的倍，则使得其中的油流压力损失会明显增加，从而使得高低压转换阀所引起的能量损失增大。 由表3可知，管路系统的能量损失还是比较大的，特别是在负载压力较低的情况下，能量损失更大。随着负载压力的增大，管路系统的能量损失逐渐减小，当负载压力达到25MPa以上时，管路系统所引起的能量损失已经减小到比较小的程度了。之所以如此，主要原因还在于主油泵输出流量的减小。由于主油泵的输出流量的大小要求是由混凝土输送泵的性能指标要求所决定的，那么，要想减小管路系统中的能量损失，必须对集成阀块和高低压转换阀块进行改进设计，如简化油液的流通油道以减小油流方向的变化程度和变化次数，适当增大通道内径以减小油流速度等；此外，选用额定流量足够大、压力损失小的换向阀也是很重要的。表3 不同负载压力时管路系统能量损失计算值主泵负载(即测点M1处的压力p1)换向阀和集成块所引起的能量损失N1 /kw高低压转换阀所引起的能量损失N2 /kw管路系统总的能量损失N /kw4.85010.1353.21713.3528.5329.6343.08512.71911.5819.2803.01012.29012.3968.3122.71911.03113.8106.6672.4479.11415.2725.5141.7047.21816.3844.3381.3855.72323.6251.7260.6892.41531.4070.6040.3870.991表4 不同负载压力时主油泵及整个系统能量损失计算值主泵负载(即测点M1处的压力p1)主油泵的能量损失NP /kw总能量损失N总 /kw4.8500.69714.0498.5321.65614.37511.5812.73415.02412.3962.93713.96813.8103.23612.35015.2723.43710.65516.3843.6399.36223.6254.7487.16331.4075.9576.948根据液压泵的能量损失公式，并取主油泵的机械效率hm为0.99，计算得主油泵在不同负载压力下的能量损失，将其与管路系统的能量损失之和作为总的能量损失N总，可得表4所示数据。由此表可以看出，随着负载压力的增大，由于主油泵的容积效率逐渐下降，使得主油泵的能量损失也逐渐增大；由于在负载压力较小时，管路系统总的能量损失随负载压力的增大而变化不大，但在负载压力增大到一定程度后，管路系统总的能量损失随负载压力增大而减小的程度，要比主油泵的能量损失随负载压力而增大的程度要大得多，所以系统总的能量损失随负载压力的变化规律是：当负载压力较小时，总的能量损失随负载压力缓慢增加，随后，则是逐渐减小的。由表3和表4可知，负载压力较小，系统总的能量损失主要是由管路系统所引起的，而主油泵所引起的能量损失所占比例较小；但当负载压力高到一定程度后，系统总的能量损失则主要是由主油泵所引起的，而管路系统所引起的能量损失所占比例要小得多。在本试验系统中的液压泵是全新的，其在额定压力时的容积效率高达97%；但当主油泵使用较长时间后，其容积效率则会下降，这样，使得管路系统中的油液流量减小，则使得由管路系统所引起的能量损失减小；相反，主油泵自身的能量损失则会明显增大。例如，当主油泵在其额定压力时的容积效率减小到90%时，根据液压泵能量损失公式可知，当负载压力达到16MPa时，主油泵所引起的能量损失就已比管路系统的能量损失要多（当负载压力接近额定压力时，主油泵的能量损失高达约11kw），并导致系统总的能量损失随负载压力的增大而增大。由此可见，当主油泵的使用性能好，即其容积效率高时，系统总的能量损失随负载压力的增大而逐渐减小，所以从减小能量损失的角度考虑，泵机采用“低压大排量”泵送方式较为有利；这是因为同样的泵送高度，“低压大排量”泵送方式与“高压小排量”泵送方式相比，主油泵的出口压力相对较大。但当主油泵性能劣化到一定程度，即其容积效率降低到一定程度时，当负载压力高到一定程度，即泵机泵送混凝土的高度或距离较大时，及时将“低压大排量”泵送方式转换到“高压小排量”泵送方式，对减小系统的能量损失是有利的；主油泵容积效率越低，进行这种转换的时机应越早，即进行这种转换时的负载压力应越低。在主油泵容积效率降低到90%时，主泵负载压力达到约25MPa后，主油泵的能量损失增加的程度要比管路系统能量损失减小的程度大，使得系统总的能量损失逐渐增加；这时，若泵机仍采用“低压大排量”泵送方式是不利于减小能量耗的；如果转换到“高压小排量”泵送方式，主油泵出口处的负载压力即降低到：MPa。主油泵的能量损失可减少；虽然在转换到“高压小排量”泵送方式后，部分管路系统的能量损失会增加，但由于两主油缸小腔连通管道中的能量损失大大减小，使得管路系统总的能量损失还是减小的。 试验还表明，在相同的负载压力下，随着主油泵旋转速度的增大，系统各液流段的压力损失也随之增大。这主要是因为，在负载压力不变的情况下，主油泵的旋转速度越大，其输出的油液流量也越大。4、结论（1）油液在管路系统中流动时所产生的压力损失绝大部分是由于换向阀、集成阀块以及高低压转换阀等所引起的，且其压力损失随负载力（即主油泵出口处压力p1）的变化规律基本上是一致的；即在负载压力p1低于恒功率点压力时，管路系统各处的压力损失均相对较大，且随负载压力的增大而基本上变化不大；但当负载压力p1超过恒功率点压力后，管路系统各处的压力损失均随负载压力的增大而逐渐减小。在负载压力不变的情况下，系统各液流段的压力损失随主油泵旋转速度的增大而增大。（2）高低压转换阀的能量损失除与负载压力有关外，还与两主油缸的串接方式有关，即采用“高压小排量”串接时的能量损失要比采用“低压大排量”串接时的要小。管路系统的能量损失和主油泵引起的能量损失在总的能量损失中所占的比例是随负载压力而变化的，即随着负载压力的增大，管路系统的能量损失逐渐减小，而主油泵的能量损失则是逐渐增加的。（3）系统总的能量损失随负载压力的变化规律与管路系统的能量损失和主油泵的能量损失随负载压力的变化程度相关；在系统结构一定的情况下，管路系统的能量损失的变化规律也是基本不变的。但主油泵的能量损失会随着其磨损程度的增加、即容积效率的降低而逐