XYY01-157@高速电梯摆振控制器液压系统设计及布置优化
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XYY01-157@高速电梯摆振控制器液压系统设计及布置优化,机械毕业设计全套
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ntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsntsnts减压阀对泵 /反向器的液压马达表现的影响 概要：被用作安全阀的减压阀对泵 /反向器控制的液压马达表现的影响，将在下面进行讨论。数学模型已经产生，接下来，最优化技术将用来确定系统的参数。我们做了一系列的模拟和试验，结果显示：如果减压阀的特征被放到系统模型里考虑，将会得出更好的模拟结果。如果（泵或反向器控制的液压马达系统）运用一种自调适应的控制器，那么减压阀对泵或反向器控制的液压马达系统表现的不利影响将可以被解除。 1 介 绍 对流体静力学的传输系统来讲，固定的位移液压马达的速度能通过改变泵位移或泵速来进行控 制。泵的位移能通过一种偎依控制器来改变，而泵速则能通过一种控制感应电机速度的反向器来改变。在这种系统里，需要用增压泵来补充通过滤清器（ clearances）泄漏的油来增加进油管的压力以防止气蚀。另外，减压阀还可以用来为传输器和 prime mover提供过载保护。为了方便分析，在这种泵控系统的数学模型里，只有在高压回路里的压力变化才被考虑；低压回路里的压力通常被假定为恒定的充油压力。例如，液压马达方向的改变将会同时引起高，低压回路的压力变化。当高压高于减压阀的开启压力时，减压阀将部分打开，让油从高压回路流向低 压回路。结果，液压马达的速度将被减压阀的特征所影nts响。然而，这样一个问题在早期的著作中没有得到认真的研究。大多数工作者强调控制器设计，而没考虑到减压阀对系统表现的影响。 Watton 在他的流体静力学传输系统模型里考虑到了减压阀的动力特征。他用大型弹簧减振系统来描述减压阀线轴动力特征。然而，一些阀模型的参数值，却不是那么容易利用现有的设备来得到，比如：线轴量和减振效率。减压阀对系统行为的影响也没有讨论到。这篇文章的目的便是通过模拟和试验来研究减压阀特征对泵 /反向器控液压马达系统行为的影响。 这篇文章用下述 的方式来组织成文。第 2部分描写了泵/反向器控液压马达系统的工厂（ plant）模型。在高低压回路里的减压阀特征和压力变化都得到了考虑。第 3部分解释了如何用复杂的 box方法确定参数。第 4部分展示了减压阀对系统行为影响的模拟研究。第 5部分将描述由不同控制器控制的泵 /反向器控制系统的试验研究。 2 工厂（ plant）模型 nts 图 1 是对这项眼犄角中所说的泵 /反向器控制系统的一个图表式描述。一种感应电机驱动一台多位移泵，这种电机的排液用以驱动一台固定位移的液压马达。泵的排量能通过泵位移控制器或控制感应电机速度的反向 器来进行调节。液压马达直接使负载旋转，而被驱动的负载的运动由编码器记录。这种编码器安装在轴的末端。编码器的输出通过 8255 的接口卡解码并反馈给电脑。假若感应电机的速度能被控制到恒定并且能通过利用唯一控制起来控制泵的位移，那么这套测试装置就能被当作泵控系统。另一方面，如果泵的位移被控制到恒定从而成为固定位移泵，那么这套测试装置就成为了反向起控制系统。从而感应电机的速度就能通过反向起来控制。 nts 泵 /反向器控制系统的工厂模型推演如下。反向 器 和感应电机的组合被列为头等要因。 （ 1） 公式中 Np 为感应电机的速度 ， Vi 是反向器的控制输入， Ki是转换系数， i是反向器和感应电机组合的时间常数。 位移控制器的运动相对负载的运动可以忽略不计，所以头等模型可以用来描述位移控制器。 (2) 公式中 Dp为泵位移， Vd为位移控制器的控制信号； Kd和 d分别是转换系数和位移控制器的时间常数。 在推导液压马达传输线的流量公式前，我们作如下假设：（ 1）在传输线路中亚拉力损失可以忽略不计。（ 2）泵 和马达内，外的泄漏对负载压力来说为层流并且成比例。（ 3）泵和液压马达壳里的压力为 0。从前面连续的等式，我们可以得出高压线路的流量公式： (3) 公式中 V为压力油总量，包括在油泵，高压管路液压马达里的油， 为液压油的有效容量模量。 Qp为泵的有效排量， nts (4) 公式中 Np为泵速； Cpi和 Cpe分别为泵的内，外泄漏系数。P1 为高压管路压力， P2 为低压管路压力， Qm 为流入液压马达的油流量， (5) 其中 Dm 为液 压马达位移， m 为液压马达速度， Cmi 和 Cme分别为液压马达的内，外泄漏系数。在公式（ 3）里的 Qr1为装在高压油路上减压阀的出油量。减压阀的运动快于 负载。为了简化系统模型，仅考虑减压阀的静态行为。在高压回路油压 P1高于减压阀的预设压力 Pc1时，如忽略液流压力，力平衡公式为 (6) 其中 A为减压阀的有效工作面积， Ks为弹簧常数， X减压阀的线轴位移。 减压阀的输出流速由著名的“小孔公式”所控制，它为 (7) 其中 ， Cd为排量系数， W为面斜度， 为油密度， Pch为增压泵预设压力。 从（ 6），（ 7）公式可得： nts (8) 其中 Kr1 =KA/Ks, 当系统在减速或刹车 时，高压油路的压力可能出现波动。如果油路压力低于增压泵预设压力 Pch，增压泵将重新将油输入高压油路。在这项研究中，增压泵及其减压阀和单向阀的运动，我们认为时可以忽略的。因此，在等式（ 3）中的 Qch1将不被计入模型试验中，而仅当回路压力低于增压泵预设压力时，平衡回路压力和增压泵预设压力。 相似的，关于液 体的一系列公式可以归纳如下： (9) 入前面所提到的，低压回路的压力，在运动刹车时也可能降低。这是， 如果回路压力高于减压阀预设压力，减压阀将开启，而排油。排油量为 Qr2，换言之， (10) 负载惯性的运动学公式能用牛二定理系统描述为 (11) 其中 Jt 为液压马达和负载的总惯量， m 为马达速度， Bv 为粘性阻力系数， Td为外部阻力扭矩， Ti为库仑摩擦扭矩，油（ 7）式表述： nts (12) 其中， (13) Tf0为摩擦系数。 图 2为系统的功能块图表，以上的公式将在计算机中模拟。 3 参数确定 试验系统的一部分参数可以通过测量或科技期刊来获得。而一些难以测量的则需要通过参数确认方法来取得。 nts 液压马达的主要扭矩损失是由于粘性力和库仑摩擦力。因此，在稳定状态下，等式（ 11）能简化为 (14) 在此，外部阻力扭矩 Td被忽略不计。 同时将两组 P1， P2， m 的值代入等式（ 14）就能解出Bv和 Tf0的值。为了得到更好的估计，两组 P1， P2， m的值为平均值。就是说要经过多次响应试验的测量。液压油的有效容量模量值，泵和马达的泄漏系数值，位移控制器的时间常数值和内置减压阀的参数置都难于测量。这些只有通过缩小油 IAE标准提供的行为指数来进行确认。误差定义为试验结果和模拟结果之间的差别。由框（ 9）提供的复杂方法将被用来解决参数确认的问题。这套优化的研究和模拟方法将被用来解决参数的确认的问题。这套优化的研究和模拟程序是由 C语言编制的。 R-K-F方法用在解微分方程。图 3显示了马达速度和回路压力的试验和模拟响应的一个比较。我们可以看到，在早期产生的加速负载所需 的扭矩时，回路压力迅速上升。然而，液压马达的输出扭矩却被减压阀所限制的最大压力所限制。在稳定状态压力将下降，因为这时只有由粘性阻力和摩擦力引起的扭矩需要克服。另外，在公式（ 1）中反向器和感应电机结合的参数置时由如下优化研究方法获取的。被控因素由反向器取代，泵位移被保持在 1.383？。图 4显示了反向器控制系统试验和模拟的响应。于图 3相比，nts反响器控制系统响应较慢。那是由于感应电机的时间常数大于位移控制器的时间常数。表 1列出了模拟系统参数值。 4 模拟研究 为了模拟液压传动系统，通常为了简化，我们将低压回路的 压力认为是个常数。然而，这种处理方法无法产生动力制动正确的表现。图 5a 显示了在考虑和不考虑低压回路压力变化时，模拟反响器控制系统对开环矩形波的响应。我们可以看到，在低压回路里压力变化得到考虑时，真正的响应才能被正确地模拟。图 5b 显示了在高压和低压回路相应的压力变化。低压回路的压力在动力制动阶段增长。这个增压使减压阀开启，从而避免了系统受损 . nts nts 下面将研究减压阀对系统表现的影响。图 6a 显示了当泵位移设到 1.383m3/rad 时，泵速在 600， 900， 1200rpm时对开环阶跃信号的响应。 这表明了调速时间将会随着输入电压的增加而增加。这时因为更大电压输入将会导致感应电机更快的转速，从而导致液压泵更大的输出流量。这将导致管路压力增加而使减压阀开启。然而，排油（见图 6b）。因此，液压马达的响应将变慢。减压流表明了能量损失，因此更大的输入电压将会导致更高的能量损失。图 6c 显示了在不考虑减压阀特性时的开环阶跃响应。其中，不考虑输入电压强度时，调整时间几乎相同。然而，这些结果仅在减压阀还未开启时才是正确的。因此，为了得到在好的模拟结果，应当考虑减压阀特性时对此数学模型的影响。 nts (b) nts 我们还尝试了用相似的方法来研究减压阀对泵控系统的影响。图 7a 描绘了不同输入信号在位移控制器的开环阶跃响应。图了 7b 描绘了高压回路的压力变化。可以看到，正如在反向器控制系统一样，调整时间将随着输入电压的增长而增长。 5 试验研究 图 1为一个图表的试验装置。它包括了一个变位移液压泵。定位稳液压马达，一个控制感应电机速度的反响器。所使用的计算机为 AT（ 80286）个人电脑。 D/A 单元为 12 字型。一个 8255接口卡用来作 D/A单元。这套试验装置能被当作泵控系统或反向器控制系统，因此以上两个系统的表现能很容易 地得到对比。控制过程为：被驱动的负载的运动被nts一个每转 400脉冲的编码器记录，编码器输出被解码并通过8255 接口卡反馈给电脑。运算控制器处理基于输入数据的信号，接着送给 反向器改变感应电机的速度（反向器控制系统）或送给位移控制器通过 D/A转换器再改变泵位移（泵控系统）。 nts 图 8a 显示了反向器控制系统对不同输入信号的开环阶越响应。我们可以看到结果与模拟的结果一致，即：增大输入信号将会导致达到平衡状态的时间延长。图 8显示了高压管路的压力变化；这揭示了当输入信号增加的时候，减压阀将开启得更久一些，同时， 这将增加减压阀的效果。图 9显示了开环泵控系统对用在反向器控制系统的不同输入命令的响应。 为了更深入地研究减压阀对闭环系统的影响。我们为反向器控制系统设计了一个 PI 控制器和一个自调位移适应控制器。 Z&N公式用来确定 PI控制器的比例值 Kp和整体值 Ti，其中 Kp和 Ti分别为 1.62和 1.042，对自调适应控制器来说，闭环特性多项式基于 ITAE 原型抓暖功能来决定。因此nts(15) 设备的固有频率为 0.38Hz。为了得到更好的抵抗干扰的表现和避免激起非模拟的高频运动，在此项研究中采用了 0.2秒的采样间隙。在整个 试验中，泵位移被控制在1.383m3/rad。图 10画出了 PI控制系统对不同命令的响应。主要时因为， PI控制器由一个比例控制器和一个整体控制器组成。其中，比例控制器在更大的输入下产生一个持续的更大的效果（见图 10）。这将导致泵速的增加，随之导致泵排量的增加。结果，管路压力升高到足以打开减压阀（见图10c），油随减压阀流出。因此，在瞬态，输出响应将明显受到影响。图 11 画了那些自调适应控制系统。与图 10 相比，图 11的响应似乎只受到了放大的输入信号微弱的影响。这是由于自调适应控制器能通过适当地选择闭环特征多项式来避免持续地大控制信号。 图 12 显示了自调适应泵控系统对不同命令地响应。这里，感应电机的速度被控制在 900rpm。因为泵位移控制器的时间常数小于反向器和感应电机组合的，所以自调适应泵控系统的闭环特征多项式被选为： (16) nts nts nts nts nts 正如图 12 所显示的，在第一个循环里，这将产生巨大的超越。除了头个循环中，由于估计者没有估计出真正的参数，实际与理想响应的偏离变得明显，这些结果与反向器控制系统的那些结果很相似。然而这种现象很快得到了改进。 nts6 总结 通过一系列模拟 和试验的研究得到的结果显示：减压阀行为将咱加速，反向，减速或动态刹车阶段对泵 /反向器控制系统的负面影响能得到避免，即采用一种能产生缓和控制信号和阻止减压阀开启的自调适应控制器。 nts 上海交通大学 学士学位论文 高速电梯摆振控制器液压系统设计 及布置优化 专业：机械工程及其自动化 车辆工程 指导老师： 张在行 设计者： 吴美华 nts高速电梯摆振控制器液压系统设计 及布置优化 摘 要 本设计首先在绪论中对当今国内外高速电梯行业的研究现状作了一个简要的介绍。随着高层建筑发展起来的高速电梯对速度越来越高的要求以及乘客对电梯的乘坐舒适性的要求的日渐提高，对电梯振动控制的问题也慢慢引起了人们 的注意，并得到了国内外学者的重视。紧接着，介绍了电梯振动控制问题的背景，通过分析高速电梯运行时振动的固有频率，以及这种振动给乘客带来的不适，给出了本次研究要主要解决的问题 -高速电梯的减振问题。然后，详细叙述了液压系统的设计与元件的选型。通过对液压作动器主控系统的分析，引出了在其中有着重要作用的一种液压控制阀高速开关阀。同时，还讨论了一些控制液压系统中重要部件的选型原理，及最后选择的元件。并给出了所选元件的重要特性。在介绍了元件的选型后，给出了液压作动器的总体方案设计，并对其进行了结构优化。最后，特别 阐述了针对高速开关阀的动态特性进行的实验的结果。并分析了其特性对系统的影响，完成系统参数的匹配，得出了选择高速开关阀的实验依据。 关键词： 高速电梯、摆振控制器、水平振动、液压系统、高速开关阀 ntsDesign of hydraulic system for high-speed elevator horizontal vibration control Abstract At first, a brief introduction of current research into high-speed elevator both home and abroad was given. Then, we mentioned that with the development of skyscraper, the need of higher speed of the elevator and the need of more comfort is attracting more and more attention. Later, we discussed the background of elevator vibration. We proposed the main problem needed to be settled here, according to analysis the frequency of elevator which is the biggest threat to passenger riding comfort. After that, we made a detailed introduction into the designing and choosing of the hydraulic system. At the same time, we finished the design of the system according to the principles mentioned above. Also, some principal characteristics of components were shown out. And the optimization of the chosen system was discussed. At last, we conducted a test analyzing ntshigh-speed switch valve dynamic characteristics. The test results indicate that high-speed valve s control strategy is efficient. KEY WORDS: high-speed elevator, vibration controller, horizontal vibration, hydraulic system, high-speed switch valve nts目录 第一章 绪论 1.1 概述 1 1.2 电梯振动控制问题的背景介绍 2 1.3 本次设计任务及主要内容 4 1.4 课题来源 5 1.5 本课题研究的目的和意义 5 1.6 原始数据 6 第二章 液压系统设计与元件的选型 2.1 引言 7 2.2 电梯系统振动分析 8 2.3 液压作动器的总体方案设计 13 2.3.1 液压作动器的技术性能要求 13 2.3.2 液压作动器的组成和工作原理 13 2.3.3 液压作动器的关键技术 15 2.4 液压作动器的选型设计 16 2.4.1 液压缸 16 2.4.2 高速开关阀 17 2.4.3 压力传感器 18 2.4.4 液压泵和驱动电机 18 2.4.5 蓄能器 20 nts2.4.6 溢流阀、单向阀和压力表 20 2.4.7 过滤器、空气滤清器和液位计 22 2.4.8 油箱和集成块 23 2.4.9 油管和工作液体 24 2.5 液压作动器布置优化 24 2.5.1 液压作动器 24 2.5.2 液压 作动器布置优化 25 第三章 高速开关阀特性实验 3.1 模拟实验台架的组成和原理 28 3.2 高速开关阀电磁阀简介 28 3.3 高速开关阀特性实验 29 第四章 总结及致谢 4.1 总结及研究展望 36 4.2 致谢 36 参考文献 37 nts nts 第 页 2004-6-10 1 第一章 绪论 1.1 概述 电梯作为人类的代步和省力的工具，自被发明之后就获得了快速的发展，我国的电梯业也经历了从无到有从大到小的发展过程。现在我国有大小电梯生产企业三百余家，产品的结构也发生了明显的变化，老的直流电梯已被淘汰。控制系统已大量采用 PLC和微电脑控制技术，最高梯速已达到 4m/s。我国电梯已形成了设计制造安装调试，维修保养一条龙服务的一个完整行业，维护着全国 30 万台在用电梯的正常运行，新装电梯年销售额超过了 100亿人民币。但也要看到，我国电梯产品在品种，质量，性能等方面与国外产品还存在着不同程度 的差距，特别是在高速电梯产品以及中，高档产品上的差距更大。电梯的性能指标中控精度与乘坐舒适性是电梯性能的主要体现，提高这两方面的性能对于国产电梯具有十分重要的意义。 随着现代城市人口的不断增长和工商业的飞速发展，人们对空间的需求越来越大。为了更加充分地利用有限的空间资源，以缓解人们不断增长的空间需求与有限的生存空间之间的矛盾，现代城市规划者已越来越多地把目光投向了发展和建造高层，超高层建筑。目前世界上最高的大楼是马来西亚首都吉隆坡的双塔大厦，高达 88层 452 米。第二高楼是美国芝加哥的西尔摩天大楼。 1997年 ，在我国上海建成的金茂大厦，其地面以上由 88层，建筑高度420.5米，为世界第三高楼。在香港，最高的楼有 78 层 374米高。而且还在 2003年建成一座 88 层 440米的高楼。除了这些，很多建筑师已经在设想并计划建造更高的超高建筑。在我国上海将要建成一座 900 米高的高层建筑。在日本东京，已计划建造一座 840米高的高塔。在芝加哥还将建造一座 701 米高的世界贸易中心。据日本一家公司称，他们拥有建造 200层摩天大楼的技术。一家日本建筑公司还建议在东京建造一座高度达 1000 米的摩天大楼。毫无疑问，在二十一世纪，建造更多的 高层和超高层建筑将会成为有效利用空间资源的重要途径。然而，要想使超高层建筑能真正广泛地投入使用，首先必须解决超高层建筑中的运输问题。由于超高层建筑楼层高，容纳人数巨大，现有的普通电梯难以胜任超高层建筑中艰巨的运输任务。发展适合与这些超高层建筑中运行安全，舒适而且高效的超高速垂直升降电梯系统。对超高层建筑功能的发挥有着决定性的作用，特别是在发生火灾等紧急情况下，安装高速，超高速电梯，以保证能在最短的时间内完成尽可能多的运输任务，对挽救生命和财产更有着不可估量的作用。 随着超高层建筑的不断出现，现代电梯正向超高 速方向发展。在上海的金茂大厦中，观光者可以从地下一层乘坐电梯在 45秒种直达距地面 340.1米高的 88层。其电梯的平均速度达到了 7.6m/s。芝加哥西尔斯大厦的高速电梯，速度高达 548m/min(9.1m/s。 1997 年，日本三菱公司安装在东京的高 240 米的 6 层阳光大厦种的高速电梯的额定速度可达600m/min(10m/s)。 1993年， Mitsubishi公司在横滨（ Yokohama）投入使用的高速电梯的额定速度达到了 750m/min.同时，日立公司（ Hitachi）还发展了额定速度高达 810m/min（ 12.5m/s）的超高速电梯。如果按照这样的比例，当上海的 900 米高塔建成后，其使用的高速电梯的额定速度可能需要 30m/s（ 108km/h）。未来超高速电梯的额定速度将会更高。尽管 108km/h的速度对普通的地面交通工具来说并不算很高，然而电梯在其通道种以这样的高速度运行却会引起很多难以解决的摆振和噪声问题，比如：如何进行电梯的外形结构设计，以减小并尽可能地避免由于超高速电梯绕流场压力的非定常以及在高速电梯尾部大分离漩涡的周围或准周期性脱落所诱导的电梯振动。 nts 第 页 2004-6-10 2 总而言之，在高速电梯速度需要进一步大幅度提高的 21 世纪，由于电梯高速运行所引起的结构振动以及带来的强大的噪声问题严重阻碍了新型高速电梯的研制与发展。因此，研究高速，超高速电梯的摆振控制系统，并发展一套能被大多数电梯设计人员所方便使用的，应用于高速，超高速电梯液压减振系统优化设计方法，对发展 21 世纪的新型超高速电梯有着重大意义。但目前国内生产的高速电梯，其动态特性指标及舒适性普遍达不到国家标准电梯技术条件（ GB10058 88）中规定的要求，由悬架钢丝绳拽引的轿箱在整个运行过程中的振动非常明显。因此，开展电梯摆振控制系统设计和研究，对于提高国内电梯产品质 量具有十分重要的意义。 1.2 电梯振动控制问题的背景介绍 电梯是随着城市高层建筑的发展而发展的，电梯作为一种重要的垂直交通工具，评价标准中，其安全性，可靠性和乘坐舒适性是评价电梯的主要因素。 电梯的振动是电梯乘坐舒适性评价的重要指标。人乘坐电梯的时间是短暂的，而电梯的振动幅值较小，在正常的情况下，不至于达到影响乘客的健康和安全的程度。但振动达到一定的量值，且振动频率在人的敏感频带时，或者电梯的起制动特性比较差时，都会使乘客有明显的不舒适感。人体是一个复杂的弹性体，人体有不少的空腔和弹性系统。据研究资料，躯干固有振动频率在 3 至 6HZ 范围内（包括胸腔和腹腔），头颈和肩膀系统的固有振动频率在 2至 30HZ 范围内，眼球的共振频率在 60至 90HZ范围内，下颚和头盖骨系统的共振频率在 100至 200HZ范围内。乘坐起来让人感觉不舒服的电梯往往是电梯的主要振动频率与人体的某一个固有频率相同。 电梯的振动是与电梯运行同时产生的。随着电梯速度的不断加快，提升高度的增加，振动问题会越来越突出。突出表现维：随着速度的加快，对导轨和导靴的加工精度和安装精度要求的提高，传统的安装方法很难保证导轨的安装精度 ;随着速度的加快，电梯轿厢 对井道内的气体的活塞效应越来越显著，由此效应而产生的轿箱上下的压力差也是导致电梯振动的原因，电梯井道中会有不平的突起物，如每层门槛，当电梯经过时会产生一个脉冲激励，当电梯的速度较高时会有很大的影响。随着提升高度的增加，钢丝绳的长度也在相应增加，如何控制钢丝绳的抖动，时控制电梯振动的又一个重要课题。此外，电梯的控制系统对电梯的振动影响也很大。 国内外对电梯的振动研究主要偏重于高速梯。正如前面所述，高速梯振动问题比较突出而且比较复杂。国外学者曾应用反馈控制轿厢的速度以避开钢丝绳的共振。控制拽引轮的速度以达到控 制轿厢振动的目的。但是拽引轮于轿厢间时钢丝绳，属于弹性元件，使得这种控制速度的方法不是理想的方法。如图 1.1所示的状态反馈控制轿厢速度的方法，可以避免采用传统的开环控制方法带来的问题。其中的 x为系统的状态。状态反馈控制需要获得所有系统的状态，这里通过 Kalman 滤波器获得。将实测的轿厢速度与参考速度的差积分后获得新的系统状态 x，这种方法可以较为有效地控制钢丝绳的共振对轿厢的影响。 为了减少导轨对轿厢水平振动的影响。有学者研究使用了一种不与导轨接触的电磁导靴。通过电磁导靴产生吸引力使轿厢保持与导轨的适当距离， 如图 1.2 所示，电磁导靴 1和 3对轿厢施加对轿厢施加 y方向的力，同样 5和 6在 x方向对轿厢施加作用力。每个电磁导靴有独立的传感器和控制器。图 1.3所示为每对电磁导靴的控制框图。这种控制需要三个传感器：一个加速度传感器测量导靴的水平加速度，一个不接触的位移传感器测量导靴与导轨之间的空气间隙的大小，和一个位于导靴上的测量空气间隙件的磁通量的线圈。内部控制回路的输入会使电磁导靴上电，产生作用力。空气间隙控制回路使导靴与导轨间的间隙保持在一个定值。随机的扰动通过绝对位置反馈回路去掉。随机的扰动产生于导轨界都或不平整，nts 第 页 2004-6-10 3 由 此产生的微小作用力会被加速度传感器探测到，并表现为导靴绝对位置的偏移，从而使输出控制回路控制电磁导靴产生对抗这个扰动的力。外部作用力会被加速度传感器探测到，输出控制回路会改变空气间隙之间的磁通量的大小以平衡外部的作用力。另外，对于轿厢的不均匀分布的载荷，输出控制回路也有同样的作用。 图 1.1 使用状态反馈控制轿厢的速度 图 1.2 不接触型电磁导靴示意图（轿厢顶） 另外由于电梯在安装时不可能完全平衡，因此空载时滚动导靴也要承受一定的力，由于滚动导靴表面材料为橡胶，当电梯载停靠较长一段时间后表面会产生一凹 入，它在较短时间内不太容易恢复，因此在开始运行时会产生较大的影响。为了解决这个问题，现在已有公司生产一种像自行车轮胎一样的导靴，在里面充气，使表面的变形可以很快的得到恢复。 nts 第 页 2004-6-10 4 图 1.3 一对电磁导靴的控制原理 还有学者改进了轿厢与轿厢架的直梁之间的橡胶减振垫，以减小轿厢水平振动。对于高速梯运行时风压的影响，有的电梯公司采用在电梯顶加装导流帽的方法减小风压的作用。目前有的观光电梯轿顶和轿底做成流线型。除了外观的造型需要外，也能减小风对电梯的激振作用。另外还有学者应用一些质量和弹性元件做成动力吸振器来降低系统 的振动，它的原理是根据对于两自由度的弹簧质量系统。如图 1.4所示，当合理调整 k2 和 m2,可以使 m2的振动为零。 图 1.4 动力吸振器原理图 1.3 本次设计任务及主要内容 本次设计的任务为： a了解高速电梯水平振动的控制器的设计原则； b设计控制器液压系统； c调整液压系统的布置方式，并进行优化； d对高速开关阀特性进行实验研究。 全篇论文通过三章内容对高速电梯摆振控制器液压系统设计及其结构优化进行了详细的叙述和讨论。 在第一章概论里，着重介绍了当今全球电梯行业发展的一个概况，随着现代城 市人口的不断增长和工商业的飞速发展，人们对空间的需求越来越大。为了更加充分地利用有限的空nts 第 页 2004-6-10 5 间资源，以缓解人们不断增长的空间需求与有限的生存空间之间的矛盾，现代城市规划者已越来越多地把目光投向了发展和建造高层，超高层建筑。这就电梯向着高速的方向发展。与此同时，人们对乘坐电梯时的舒适性要求也日渐高，这就迫切要求高速电梯的振动问题能尽早得到解决。为此，对高速电梯减振的研究也逐渐成为一个电梯行业研究的一个热点问题。 在第一章里，还简要地介绍了电梯振动控制问题的背景。通过对电梯在不同振动平率时对乘客身体造成的不同影响的 研究，引出了如何通过控制电梯的振动频率来达到提高乘坐舒适性目的的研究。这章里，简单介绍了国内外学者对振动控制问题研究的一些成果。最后，列出了本次设计的任务和主要内容。 在第二章里，详细叙述了液压系统的设计与元件的选型。首先，介绍了液压作动器在振动主控系统中的重要作用。在作动器中最为重要的又是液压控制阀。接着专门介绍了一种新型的液压控制阀高速开关阀。由于其具有价格低廉、快速响应性好、抗污染能力强、易于实现数字控制等优点，使其得到了很大的发展。鉴于其在控制系统中的重要作用，在接下来的第三章里还将对其作专门 的讨论。 接下来对液压作动器的总体方案进行了设计。分别阐述了作动器的技术性能要求 、 组成和工作原理、关键技术等。 最后，分别对组成系统所需元件：液压缸、高速开关阀、压力传感器、液压泵和驱动电机、畜能器、溢流阀、单向阀、压力表、过滤器、空气滤清器、液位计、油箱、集成块、油管和工作液体等的选型进行了分析，并给出了最终选择的结果。并在最后给出了液压站的总装配设计图 ,以及进行了结构优化后的装配设计图。 在第三章里特别针对高速开关阀的动态特性进行了实验。通过控制器每隔 2s 使高速开关阀开启 10ms，相当于输入一个阶跃信号 ，通过测试液压缸内油液压力，得到高速开关阀在三个不同初始备压压力下阶跃信号响应。最后得出占空比越小，压力控制的稳定性越好，但压力梯度较小，增大占空比，尽管压力梯度随之增大，但压力稳定性明显降低，发生了比较明显的压力振荡的结论。并可以看出 50%占空比的 PWM控制信号也许是一个比较好的选择。 在文章末尾的第四章里，对全文进行了总结，还展望了未来高速电梯控制系统的发展趋势。同时，表达了在整个设计过程中对我给予很大帮助的两位老师的诚挚的谢意。通过他们对我近一个学期的精心培养，我在本科学习的最后阶段又有了一个新的飞跃 。我相信在今后的人生旅程中我都会因这次设计，受益匪浅！ 1.4 课题来源 本课题来源于上海交通大学车辆研究所和富士达（ Fujitec）有限公司的合作项目，由车辆研究所的老师提供理论上的知识和原始的资料。同时还进行了全方面的指导，特别对系统的工作原理和布置优化方案给予了很详细的教导。 1.5 本课题研究的目的和意义 通过本次毕业设计，不仅可以熟悉对 UG,Autocad 等工程软件的使用，并可以通过对液压系统建模整个过程的掌握和对液压系统结构布置的优化设计，对整个液压系统建模有了完整的认识。此外，还能通过到工厂里 的实践，看到了书本上无法了解的装配和调试中的实际问题，以及在今后设计中需要非常注意的问题。 1 6 原始数据 nts 第 页 2004-6-10 6 1. 对象电梯规格 spec No A B 基本与 JR货物 9 16相同 额定速度 m/min 420 360 假定上限 600m/min 程度 轿箱质量 kg 5000 4160 - 额定负载 kg 1600 1600 - w mm 2400 2400 - h mm 4000 4000 - hG mm 500 500 轿箱地板基准 ；重心高度 hB mm 2000 2000 轿箱地板基準 ； 轿箱下 RG位置 hT mm 5000 5000 轿箱地板基準 ；轿箱上 RG位置 Ix kgm2 4600 3800 假定重心起 1500mm的集中质量 Iy kgm2 4600 3800 假定重心起 500mm 的集中质量 Iz kgm2 3770 3120 - kx N/m 1.1 105 8.8 104 4处导向轮总和（计算值） 1 105 ky N/m 2.2 105 1.76 104 4处导向轮总和（计算值） 1 105 cx Ns/m 2 103 2 103 - cy Ns/m 2 103 2 103 4处导向轮总和 （据減衰波形推定） 图 1.5 电梯原始数据 下图为表中参数示意图 图 1.6 参数示意图 2.导轨不平的统计数据 X Y 波形 正弦波 周期 (m) 6 或者 8 假定 4m导轨 7.5 或者 10 假定 5m导轨 nts 第 页 2004-6-10 7 振幅 2mm 2deg 平均为提示量的一半程度 X, Y,的振幅、正負的方向虽没有相互依存性 、但周期的变动接近于同 期。（依存于导轨的長、导轨） 另外、对面的导轨（右导轨、左导轨）之间的相互关系也同样。 图 1.7 导轨不平的数据统计 第二章 液压系统设计与元件的选型 XY从 导轨上方观察 nts 第 页 2004-6-10 8 2.1 引言 电梯运行速度越来越高 ,电梯的振动问题越来越突出 ,成为影响乘梯舒适性甚至安全性的因素。因此如何抑制电梯的振动成为当前国内工业界越来越迫切的问题 ,因为这直接关系到产品的市场竞争力。电梯的振动问题主要分为两类 ,既垂直振动和水平振动。但在国内关于电梯振动的研究较少 ,特别是水平振动。 一般来说 ,导致水平振动的因素有导轨交接处的突起、导轨表面的高低不平、导轨的弯曲以及导轮自身的缺陷等因素。因此制造平直的导轨以及安装导轨时尽量使两根导轨对直 ,这将大大减少电梯的水平振动。不过 ,这会大大提高安装和制造成本。另外一种可以取代的方法是用控制手段来抑制水平振动。 2.2 电梯系统振动分析 李立京 4等介绍了一个研究水平振动的简单的 2自由度的电梯模型 ,如图 2.1： 图 2.1 电梯水平振动模型 其振动微分方程为： （ 2-1） 从而可以解得系统的两个固有频率： nts 第 页 2004-6-10 9 （ 2-2） Roberts5介绍了在导轮上的位移和外力系到质心力系的转换原则。 KenlchiOkamoto6等，则分析了 3种可能存在的导轨扰动模式。但是关于空间 5自由度的电梯水平振动模型研究并不多见。 这里首先借鉴和引用上海交通大学傅武军 8等老师建立的模型。他们建立了一个空间 5自由度的电梯水平振动的模型 ,导出位移和力系在全局坐标系和局部坐标系之间转换矩阵 ,并建立了系统的动态微分方程组。利用所建模型得出了某一实际电梯水平振动的固有频率 ,然后分析了导轨激励的特点 ,并求出了在假设激励条件下电梯的水平振动加速度响应。 模型如下图所示： 图 2.2 电梯系统轿箱部分结构图 nts 第 页 2004-6-10 10 图 2.3 电梯系统水平振动动态模型 由此得到了电梯系统水平振动的微分方程： + + = (2-3) 其中 =diag , , , , 为质量矩阵 ; 和 分别为对称的 5 5阻尼矩阵和刚度矩阵 ,且有 : nts 第 页 2004-6-10 11 另外 是质心的外力矩阵 ; , , , ,分别为质 心方向质量 ,质心方向质量 ,绕轴的转动惯量 ,绕轴的转动惯量 ,绕轴的转动惯量。 1和 1为导轮或导靴方向刚度和阻尼 , 2和 2为导轮或导靴方向刚度和阻尼。 接着，得出了在下述初始条件下系统的固有频率： 电梯的参数为 :质心的主质量 = =1350、 =1800.74 ,=1900.67、 =455.295 ,导轮的刚度 1=125000 / , 2=125000 /阻尼因子取 =0.03,质心的位置是 : 1=2.2506 , 2=1.5494 , 3=0.761 , 4=0.761 , 5=0。 人对 0.5 20的水平振动的模态频率特别敏感 ,如果这些频率被激起将严重影响乘坐的舒适性 ,因此应尽量抑制在这个频率范围内的振动加速度值。 通过微分方程组得出在几种典型导轨激励 (见图 2.4)下电梯系统的水平振动的加速度响应，如图 2.5所示。其中阶跃模式导轨激励将引起较大的质心水平振动加速度。 nts 第 页 2004-6-10 12 图 2.4 典型导轨位移激励信号（位移时间） 图 2.5 由典型扰动引起电梯质心水平方向振动响应（加速度时间） nts 第 页 2004-6-10 13 2.3 液压作动器的总体方案设计 作动器是振动主动控制 系统中的重要元件之一，其作用是向系统施加控制信号，以按照所需方式改变系统的响应。作动器的主要类型有液压作动器、气动作动器、电磁作动器、压电作动器、形状记忆合金作动器和磁 制 伸缩作动器。其中液压作动器能在相对较小的结构尺寸下产生较大的位移和较大的作用力，在车辆主动悬挂和直升飞机机舱的振动主动控制中已得到很好的应用，但在电梯减振方面的应用尚未见有报道。 液压作动器的关键元件是液压控制阀。传统的开关型控制阀上限频率为 3 20Hz，不能满足快速性的要求，而技术先进的比例阀和伺服阀尽管上限频率均超过 150Hz，但由于对 油液污染较敏感，且价格较贵，限制了它们的广泛应用。近几年，一种新型的液压控制阀 高速开关阀获得很大发展，同伺服阀、比例阀相比，它具有价格低廉、快速响应性好、抗污染能力强、易于实现数字控制等优点，在越来越多的电液控制系统得到应用。高速开关阀由于自身结构限制，允许的流量较小，一般最大为 10L/min，不能直接用于大流量控制系统中，但对本系统完全满足要求。另外，液压作动器需专门的液压站供油，容易产生噪声，并且在控制阀输人电压和液压缸的力或位移输出之间产生非线性和滞后，这是在研究中必须重点考虑的问题。 2.3.1 液压作动器的技术性能要求 （ 1）满足系统的压力和流量要求，最高工作压力为 5Mpa,流量至少满足频率为 4Hz 外负载激励的要求。 （ 2）保证油液的清洁度，过滤精度至少达到 10 m，保护各种液压元件，延长使用寿命，提高系统工作可靠性； （ 3）防止空气混入，油液中空气含量不得超过 2%，以保证系统工作稳定性和动作的快速性； （ 4）减小液压泵输出流量的脉动和压力脉动，以提高控制精度，可选择高性能的液压泵或增设蓄能器； （ 5）各种液压元件均不允许有外泄漏，保证使用环境的清洁。系统的正常工作噪声不大于40分贝； （ 6）整 体结构紧凑，布局合理，外表美观，便于安装，符合人机工程学。 2.3.2 液压作动器的组成和工作原理 如图 2.7 示，液压作动器由液压站和执行装置两部分组成。液压站负责为系统提供油高速开 关阀 液压缸 控制器 压力传感器 液压油源 液压站 液压油 液压油 反馈信号 控制信号 图 2.6 功能模块图 Fig. 2.1 Diagram of module nts 第 页 2004-6-10 14 源，并实现控制和保护。它主要包括电动机 1、液压泵 2、过滤器 3、单向阀 4、蓄能器 5、压力表 6、溢流阀 7；高速开关阀 8、 9、压力传感器 10 以及油箱、空气滤清器、液位计等附件；执行装置安装在电梯导靴上，给轿厢提供阻尼力，它包括四套液压缸 11 和蓄能器 12，分别通过 4根高压软管并联在液压站的排油口，工作状态互不影 响。 图 2.7 液压作动器工作原理 1-电动机； 2-液压泵； 3-过滤器； 4-单向阀； 5-蓄能器； 6-压力表； 7-溢流阀； 8， 9-高速开关阀； 10-压力传感器； 11-液压缸； 12-蓄能器 液压作动器工作时，液压泵 2在电动机 1驱动下从油箱吸油，输出的高压油液经过滤器3 过滤后进入蓄能器 5，蓄能器可减小液压泵输出油液的流量和压力脉动。系统输出油液的压力由溢流阀 7调定，可由压力表 6测出并指示，单向阀 4可避免蓄能器的油液冲击过滤器和液压泵。高速开关阀 8、 9接收控制器输出的数字信号分别控制进入和流出液压缸的油液，实现对液压缸内油液压力的调节。液压缸内油液压力通过压力传感器 10 实时检测并输入控制器以实现反馈控制。蓄能器 12 可减小由外负载引起的液压缸内油液压力的高频振荡，有利于提高系统的控制精度。 图 2.7，由高速开关阀 8、 9 的排油口、压力传感器 10 的进油口、液压缸 11、蓄能器12 及它们之间的连接管路所形成的封闭容腔，就是我们所要控制的压力区。该压力区中的压力可用式（ 2-4）表达： V VEp e(2-4) 式中： V-压力区的总容积； V-压力区油液的体积增量； Ee-有效体积弹性模量。 工作液体的有效体积弹性模量可用式（ 2-5）近似计算： gglce EVVEEE1111 （ 2-5） 式中 : Ec-管道等形成压力区的固定容器的弹性模量； nts 第 页 2004-6-10 15 El-液体体积弹性模量物理值； Vg-油液中所含气体容积； Eg-气体的绝热弹性模量， Eg=1.4p 固定容器的体积弹性模量难以精确计算，常以起决定作用的管壁的弹性模量代替，即 pc EDTE （ 2-6） 式中： Ep-油管材料弹性模量 T -油管壁厚 D-油管内径 根据上述公式，设工作油压为 2.5MPa，工作液体含有 1%空气，可计算得有效体积弹性模量Ee为 255MPa。系统中 V=1.86mL， V=250mL，如不施加主动控制可知 p为 1.9MPa。 2.3.3 液压作动 器的关键技术 （ 1）高速开关阀脉宽调制（ PWM）控制 图 2.8工作原理 本系统选用的高速开关阀采用脉冲流量控制方式，开关阀直接根据一系列脉冲电信号进行开关动作 ,在出口输出一系列的脉冲流。图 2.8工作原理图。脉宽调制器将输入的控制信号与载波信号比较后 ,转化为周期为的脉宽调制信号。如 ( )图中的为计算机计算输出的控制信号 ,通过将该信号与也是计算机输出的一系列作载波信号的锯齿波信号进行比较 ,如果在某一时刻的值大于锯齿波的值 ,则要求阀开 ,否则要求阀关。随后得到 ( )图中所示的一系列控制指令 ,将这一系列控制指令施加到阀的线圈上，在有控制指令电压的时间阀通路打开 ,有流量通过 ,其余的时间内则无流量通过。高速开关阀采用脉宽调制原理来控制其平均流量 ,由于时间非常小 ,常为 0.005 0.15 ,因此 ,可用平均流量来表示这一时间内阀的输出流量。 pACqd 2 （ 2-7） 式中：表示流量系数 ,表示阀口的开口面积 ,表示时间 Ton 与时间之比 , p 表示油的压差 ,表示油的密度。上式表明 ,高速开关阀的流量与时间 Ton与时间之比脉宽占空比成正比。脉宽占空比越大 ,通过高速开关阀的平均流量越大。由于脉宽调制 ( )信号可直接由计算机输出 ,高速开关阀能够直接以数字的方式进行控制 ,不必经 /转换 ,计算机可以根据控制要求发出的脉宽调制信号 ,控制电 机械转换器电磁铁动作 ,从而带动nts 第 页 2004-6-10 16 高速开关阀开或关 ,以控制液压缸进出油液的流量。 高速开关阀采用 PWM控制， PWM控制信号的载波相当于给开关阀增加了一个颤振信号，该颤振信号有助于消除电磁阻尼和库仑阻尼，这样一方面减小了开关阀死区影响，另一方面也消除了阀 控流量的非线性。脉宽调制式液压系统虽然具有较好的性能，但却存在压力波动，大惯量负载时尤为严重。 脉宽调制系统压力波动的来源有两个：其一是阀开关信号本身的谐波分量在输出的体现。该谐波分量对实际系统输出的影响非常小以至在实验中测量不到，故可以忽略；其二是由于开关阀只以全开和全闭两状态动作，系统消除大误差时阀长时间全开可使负载（包括活塞）速度和动能响应到最大，在负载接近期望位置而关闭开关阀时，负载所获得的动能就会与液压缸容腔所形成的液压弹簧及负载弹簧之势能相互转化，这种转化过程使得负载在平衡位置附近波动，直到负载 动能被消耗掉为止，我们称这种波动为系统弹性波动。本系统在认真分析和实验研究的基础上，采用了蓄能器以减小系统波动，并通过系统参数匹配以满足所要求的控制精度。 （ 2）隔振降噪技术 作为主要噪声源的液压泵安装在油箱的液面以下，既可隔声也有助于散热； 采用高压软管连接执行装置，减小液压缸中油液的压力脉动，也可阻止机械振动的传递； 在产生油液压力脉动的源头处采用蓄能器，以吸收压力脉动； 液压缸上安装消声器，降低活塞杆快速移动引起的噪声。 2.4 液压作动器的选型设计 2.4.1 液压缸 液压缸是液压作动器的执 行元件，它的作用时将液体的压力能转变为运动部件的机械能，使运动部件实现往复直线运动或摆动。其性能不仅影响了作动器的响应速度，而且对压力稳定性起着决定作用。受导靴上安装位置限制，其外形尺寸必须专门设计。 图 2.9单杆活塞缸原理图。其活塞的一侧有伸出杆，两腔的有效工作面积不相等。当向缸两腔分别供油，且供油压力和流量相同时，活塞 （或缸体）在两个方向的推力和运动速度不相等。 图 2.9 塞缸 当无杆腔进压力油，有杆腔回油（图 2.9）时，活塞推力 F1和运动速度 v1 分别为 F1=A1p= /4D2p (2-8) 当有杆腔进油压力油，无杆腔回油（图 2.9）时，活塞推力 F2和运动速度 v2分别为 v1=q/A1=4q/ D2 (2-9) nts 第 页 2004-6-10 17 式中 A1缸无杆腔有效工作面积； A2腔有杆腔有效工作面积。 比较上面公式可知： v1F2。即无杆腔进压力油工作时，推力大，速度低；有杆腔进压力 油工作时，推力小，速度高。因此，单杆活塞缸常用于一个方向有较大负载但运行速度较低，另一个方向为空载快速退回运动的设备。 根据振动控制基本理论，液压缸所施加的阻尼力为： maAPFc 22 （ 2-10） 式中： -液压缸内油液压力， MPa： A-液压缸活塞面积， m2； m-电梯轿厢与轿架质量， Kg； a-电梯轿厢振动加速度； m/s2。 所以液压缸内油液压力为 aac MPPAmaP 5.210*5.210*1.3*2 2.0*7 6 0 02 64 液压缸内油液压力控制目标设定为 acm MPP 05.05.2 经过调研，委托曾为日本企业配套生产 JIS标准小型液压缸的中国烟台未来自动装备有限公司完成非标加工。 该液压缸结构紧凑，体积小，外形美观。由于采用德国 busak+shamban（宝色霞板）公司的星形密封圈，启动压力不大于 0.3Mpa，活塞杆腔油口还装有消声器。其主要技术参数如下： 油缸内径 20mm 最高使用压力 7MPa 最低启动压力 0.3MPa 耐压力 10.5MPa 行程范围 0-30mm 使用速度范围 10-300mm/sec 使用温度范围 -10 -+80 2.4.2 高速开关阀 高速开关阀是液压作动器的关键控制元件，它接受控制器发出的数字信号，对液压缸内油液的压力进行控制，因此其性能直接决定了作动器的响应速度和控制精度。选用中国贵航集团红林机械公司与美国 BKM公司联合研制、生产的 HSV系列高速开关阀。该系列产品结构紧凑、体积小、重量轻、响应快速、动作准确、重复性好、内泄漏小、抗污染能力强、可靠性高 。其性能参数为： 结构 螺纹插装式 材料 不锈钢 额定压力 5MPa 额定流量 4L/min 驱动电压 24V 工作方式 脉冲宽度调制 脉宽范围 20%-80% 工作频率 最大工作频率不小于 200Hz 动态响应时间 开启时间 2.5ms，关闭时间 3.5ms nts 第 页 2004-6-10 18 重复精度 0.05ms 温度范围 -40 -+135 使用寿命 不小于 109次 2.4.3 压力传感器 压力传感器是液压作动器的检测元件，它对液压缸内油液压力的进行实时检测，然后将压力信号快速反馈给控制器，因此要求反应时间短、精度高、稳定性好。选用德国Hydrotechnik（海德泰尼克）公司的 HT-PD系列 3403-21-C3.37型压力传感器，其技术参数为： 测量原理 WSG薄膜 /相对压力原理 测量信号输出 4-20mA（ 2线） 供电电压 10-30VDC 过载保护 最大 35VDC 电流消耗 12mA 非线性及滞后 0.5% 误差 温度在 -40 -+100范围内为 1.5% 重复性 0.1% 机械超载能力 1.5公称压力 爆破压力 3公称压力 工作温度 -40 -+100 介质温度 -40 -+130 长期稳定性 0.1%/年 防护等级 IP40-IP69K 疲 劳寿命 10 107个循环 频率响应 从 DC 到大于 1kHz 反应时间 1ms 绝缘性能 最小 100M 材料 不锈钢 2.4.4 液压泵和驱动电机 液压泵是液压系统的动力元件，它是将输入的机械能转换为液体的压力能的能量转换装置。液压泵的作用是在电动机的驱动下从油箱吸油，为整个液压作动器提供压力油源，要求其结构紧凑，噪声小，输出油液流量稳定，工作可靠，使用寿命长。驱动电机要求启动力矩大，并能承受频繁启 动。 液压泵的工作原理如图 2.10。偏心轮 6 在原动机的带动下旋转时，柱塞 5 在缸体 4 内上下移动。当柱塞向下移动时，缸体内的密封工作容积 a增大，其内压力降低，单向阀 3 关闭；当其压力降低到低于大气压时，形成真空，油箱内的油液在大气压力的作用下顶开单向阀 )进入缸体内，实现了吸油。当柱塞向上移动时，工作腔 a 的容积逐渐减小，油液受到柱塞的挤压后压力升高，单向阀 1关闭；当压力升高到一定数值时，单向阀 3被打开，油液进入液压系统，实现了压油。这样液压泵就将原动机输入的机械能转换成为液体的压力能。由上述可知，液压 泵是通过密封容积的变化完成吸油和压油的。 nts 第 页 2004-6-10 19 图 2.10 压泵工作原理 根据液压传动的知识，每个液压缸所需油液流量为 vAQc （ 2-11） 式中： v -液压缸活塞运动速度， v =3.6cm/s； A-液压缸活塞面积， A=3.1cm2； 液压泵所需提供的流量为 vcp QQ 4（ 2-12） 式中： v-综合考虑各种泄漏引入的容积效率，v=0.8。 泵的输入功率 Pi 原动机对泵的输出功率即为泵的输入功率，它表现为原动机输出转矩 T 与泵输入轴转速 ( =2 m)的乘积。即 Pi=2 nT (2-13) 现在已选定了泵为单向定量泵，并计算出了所需泵的容积效率，则可用公式 计算泵所需要的输入功率。 液压泵驱动电机的功率为 ppQP （ 2-14） 式中： p -液压泵的工作压力， p =5MPa； -液压泵的机械效率， =0.9 经过计算，液压泵流量 =3348mL/min，驱动电机功率 P=310W，选用意大利 lamborghini（兰博希尼）公司生产的 HLPD/L0513D型齿轮泵，其排量为 1.3mL/r，最高使用压力 20MPa，最高转速 3500r/min。驱动电机选用中国上海金陵有限公司生产的 220V/550W/2800rpm 立式单相电容起动交流异步电机，该电机起动转矩大，应用广泛。驱动电机和液压泵之间的联轴器委托中国上海敏泰科 技有限公司加工。 nts 第 页 2004-6-10 20 2.4.5 蓄能器 蓄能器是液压系统中的贮能元件。它能贮存一定量的压力油，并在需要时迅速地或适量地释放出来，供系统使用。随着液压传动技术向高压化、高性能化发展，蓄能器在节能、补偿压力、吸收压力脉动、缓和冲击、提供应急动力、输送特殊液体方面所发挥的作用会越来越大。在液压系统中，蓄能器主要起贮存和释放压力能的作用，还可吸收及消除压力脉动，其结构形式主要有活塞式、皮囊式、隔膜式三种。与前两种相比，隔膜式蓄能器具有体积小、重量轻、响应快等诸多优点。根据液压作动器消除压力脉动的需要，我们选用德国 Hydak（贺德克）公司生产的 SBO210-0.32E1112A9-210AK隔膜式蓄能器，最大允许工作压力为 21MPa。该蓄能器具有以下特点： （ 1）质量可靠，外壳经过 0-33MPa交变冲击 100万次，爆破压力 100MPa以上； （ 2）使用寿命长，正确使用和维护的情况下，使用寿命可达 15 - 20年。 （ 3）通过几乎所有世界权威机构的认证，如欧盟认证、 TV 安全认证、中国劳动部安全使用许可证等。 （ 4）应用范围广，通过特有的塑料防腐或其他化学镀镍的方法，可应用于化工等领域。 （ 5）效率高，气密性好，无泄漏。 （ 6）可直接与管路连接，省去支承抱箍。 畜能器在安装和使用时应注意一下问题： （ 1）蓄能器是压力容器，搬运和装拆时应先将充气阀打开，排出充入的气体，以免因振动或碰撞而发生意外事故。 （ 2）蓄能器应将油口向下竖直安装，且应有牢固的固定装置。 （ 3）液压泵与蓄能器之间应设置单向阀，以防止停泵时，蓄能器的压力油向泵倒流。蓄能器与液压系统连接处应设置截止阀，供充气、调整或维修时使用。 （ 4）用于吸收液压冲击和脉动的蓄能器，应尽可能地装在冲击源或脉动源附近，并便于检修。 （ 5）蓄能器的充气压力应在系统最低工作压力的 90和系统最高工作压力的 25之间选取。蓄能器的容量，则应根据其用途不同而用不同的方法确定。 2.4.6 溢流阀、单向阀和压力表 （ 1）溢流阀 溢流阀是利用作用于阀芯上的液体压力和弹簧力相平衡的原理来进行工作的。溢流阀的作用是维持液压泵的输出压力，兼有过载保护的功能。常用的溢流阀有直动式和先导式两种。直动式溢流阀是依靠系统中的压力油直接作用在阀芯上与弹簧力相平衡，以控制阀芯的启闭动作的溢流阀。图 为一低压直动式溢流阀。进油口 P的压力油经阀芯 3上的阻尼孔 a通入阀芯底部，当进油压力较小时，阀芯在弹簧 2的作用下处 于下端位置，将进油口 P和与油箱连通的出油口 T隔开，即不溢流。当进油压力升高，阀芯所受的油压推力超过弹簧的压紧力Fs 时，阀芯抬起，将油口 P和 T连通，使多余的油液排回油箱，即溢流。阻尼孔 a 的作用是减小油压的脉动，提高阀工作的平稳性。弹簧的压紧力可通过调整螺母 1调整。 nts 第 页 2004-6-10 21 图 2.11 直动式溢流阀 1调整螺母 2弹簧 3阀芯
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