调速回路的速度负载特性及效率优化

调速回路需要解决的问题是:用何种回路结构、何种方式和何种办法才能改变执行元件的运动速度,其工作性能如何? 具体来讲调速回路应满足以下的基本要求:

①能在规定的调速范围内调节执行元件的速度。

②当负载变化时,调好的速度不变化或者在规定的范围内变化。

③功率损失要小。

④具有驱动执行元件的力(或力矩)。

调节液压系统执行元件速度的方法主要有节流调速、容积调速和容积节流调速。还可以数台液压泵并联,根据需要用一台或几台液压泵向执行元件输送压力油的方法,实现分级调速。

(1)节流调速回路

用改变流量控制元件开口度来调节和控制流入或流出执行元件的流量,达到调节其运动速度的方法称为节流调速。节流调速按流量控制元件安装位置的不同,分成进油节流调速、出油节流调速、旁路节流调速和复合节流调速等4 种基本节流调速形式。

1)进油节流调速回路

进油节流调速回路如图6.3 所示。它是将节流元件置于执行元件(此处多为液压缸)与液压泵之间的节流调速回路。回路中溢流阀和液压泵构成恒压源,液压泵的出口压力为pb。换向阀在左位工作时,液压泵排出的油经换向阀和节流阀到液压缸左腔,活塞带动负载右移。改变节流阀的开口度,就控制了进入液压缸的流量,从而改变了液压缸活塞右移的速度。

①进油节流调速回路的速度负载特性:所谓速度负载特性即液压缸活塞的运动速度v 与负载F 之间的关系。

图6.3　进油节流调速

若p2=0,则节流阀前后压差ΔpT 为:

经过节流阀的流量q1 为:

式中　C——流量系数;

AT——节流阀通流截面积;

A1——液压缸无杆腔的有效面积;

pb——液压泵的出口压力,又称为节流阀上游压力;

p1——液压缸无杆腔内的压力,又称为节流阀下游压力;

φ——节流阀指数;

ΔpT——节流阀前后压差。

将C 视为常数,则液压缸速度v 为:

若p2≠0,由液压缸活塞的力平衡式p1A1=p2A2+F 有:

将式(6.4)代入式(6.3)有:

若p2=0,则式(6.5)可写成:

式中　A2——液压缸有杆腔的有效面积;

图6.4　速度负载特性曲线

p2——液压缸有杆腔内的压力;

F——负载。

式(6.6)就是进油节流调速回路的速度负载特性。若以F 为横坐标,以v 为纵坐标,将式(6.6)绘成图,则得一组如图6.4 所示的速度负载特性曲线。

讨论:

a.视C 和φ 为常数。若AT 和pb 调定时,液压缸活塞运动速度v 随负载的变化而变化。当负载F 增加到FA 使FA/A1=pb 时,速度v 等于零,活塞停止运动。反之,当负载减小甚至为零时,速度就突然增加,活塞出现突然前冲现象。

b.当负载恒定,pb 调定时,速度只与节流阀通流截面积成正比。

速度随负载变化的程度可用速度刚度Kv 这个指标评定。速度刚度的定义是:速度负载曲线上某点切线斜率的负倒数,即

它表示负载变化时,回路阻抗速度变化的能力,速度刚度越大,说明回路在该处速度受负载波动的影响越小,即该处的速度稳定性越好。因F 与v 的变化总是相反的,故式子前面冠以“-”号。

由式(6.6)可求出进油节流调速回路的速度刚度Kv,即

速度刚度的几何意义就是速度负载曲线上某点的θ 角。θ 角越小,说明曲线越平缓,刚度就越大。

②进油节流调速的功率特性:为讨论简便起见,这里不考虑液压泵、液压缸和管路上的损失。

定量液压泵输出功率Pb = pbqb,在pb 一定时是个常数。液压缸的有效功率P1 =p1q1=p1A1v。由此得回路的功率损失ΔP 为:

式(6. 9)说明回路功率损失由两部分组成,即溢流阀损失ΔP1 = pbΔq 和节流损失ΔP2=ΔpTq1,而且都转变成热量,使液压系统温度升高,影响系统的稳定。

若作用在液压缸上的负载是恒定的,工作压力p1 便是一个定值,根据p1 调好pb 后,节流阀前后的压差ΔpT 便为定值。调节节流阀通流截面积AT 来调节液压缸的工作速度,其与功率的关系如图6.5 所示。定量液压泵的驱动功率Pb 为一常量,液压缸的有效功率P1 和节流损失ΔP2 随q(或v)的增大而呈线性地增大,溢流损失ΔP1 则线性地减小,当速度v 达到最大值时,ΔP1 为最小。

图6.5　恒定负载的功率-速度曲线

若作用在液压缸的负载是变化的,pb 就应根据p1 的最大值来调节。pb 和AT 调好后,p1 就随负载F 的变化而变化,而流量q1 则随F 的增大而呈抛物线下降。液压缸的有效功率为:

对薄壁孔口,φ=0.5,则有

式(6.11)说明,有效功率P1 随工作压力p1 或p1/pb 的变化而变化,其变化关系如图6.6所示,曲线1 为液压缸的有效功率曲线,曲线2 为负载特性曲线,曲线3 为液压泵的功率曲线(定量液压泵输入功率为常量)。

图6.6　非恒定负载的功率-速度曲线

1—液压缸的有功功率;2—负载特性曲线;3—液压泵的功率曲线

图6.7　出油节流调速

③进油节流调速的效率:不考虑液压泵、液压缸和管路的功率损失时,进油节流调速的效率可表示为:

2)出油节流调速回路

出油节流调速回路如图6.7 所示。此种回路是将节流元件置于执行元件(此处为液压缸)和油箱之间的节流调速回路。调节节流阀的开口度就调节了液压缸的回油流量,从而控制了进入液压缸的流量q1,也就调节了液压缸活塞运动的速度。

若不计管路和换向阀等处的压力损失,则p1=pb 且基本上为定值。由液压缸活塞力平衡方程式p1A1=F+p2A2 得:

由于节流阀出口压力p3=0,所以ΔpT=p2,由此可得液压缸活塞运动速度v 为:

式中　p2——液压缸有杆腔内的压力;

A2——液压缸有杆腔的有效面积;

p1——液压缸无杆腔内的压力;

A1——液压缸无杆腔的有效面积;

F——负载;

ΔpT——节流阀前后压差;

φ——节流阀指数;

C——流量系数;

AT——节流阀有效通流截面积;

q2——通过节流阀的流量。

由式(6.14)可见,出油节流调速回路的速度负载特性公式与进油节流调速回路的速度负载特性公式完全一样。同样,速度刚度表达式,功率特性也与进油节流调速回路一样,故此处不再赘述。

需要说明的是,以上表达式的相同是在进出油节流调速回路的φ、C、F、v、pb 和液压缸结构尺寸A1 和A2 都相同的假定条件下得出来的。又由于进油节流调速回路的节流阀安装在液压缸无杆腔一侧,而出油节流调速回路的节流阀安装在有杆腔一侧,所以节流阀的通流截面积AT 和节流阀的前后压差ΔpT 是不相同的。

3)进油节流调速回路与出油节流调速回路其他性能的比较

①出油节流调速回路能承受负值负载。进油节流调速回路若不加背压则不能承受负值负载,但这样做要提高泵的供油压力,增加功率消耗。

②出油节流调速回路可改善系统温升,因回油经油箱冷却后进系统。进油节流调速回路则是经节流阀的热油进系统。

③进油节流调速回路不能用于负载突然为零的场合。例如液压缸承压面积比A1/A2=2,当负载为零时,p2= 这样易损坏液压元件(如管路、密封等)。

④在相同速度要求下,出油节流调速回路中节流阀的通流截面积要调得比进油节流调速回路小,也就是说,出油节流调速回路可以获得更低的速度。且由于回油路上始终存在背压,可有效地防止空气从回油路吸入,因而低速时不易爬行,高速运动时不易颤振,即出油调速回路运动平稳性好。

⑤进油节流调速回路前腔压力可以用来控制其他程序。出油节流调速回路前腔压力无变化,后腔压力虽可利用,但控制电路的结构较复杂。

⑥第二次启动的瞬间,出油节流调速回路会发生前冲现象;而进油节流调速可以通过调节节流元件加以克服,但若快速启动,液压缸活塞会产生脉动现象。

图6.8　旁路节流调速

4)旁路节流调速回路

如图6.8 所示,这种节流调速回路是将节流元件安装在与执行元件并联的支油路上。定量液压泵输出恒定的流量qb,其中一部分流量q1 进入液压缸,另一部分流量Δq经节流阀流回油箱。此回路就是由改变Δq,从而改变q1达到调节液压缸活塞运动速度的。回路中溢流阀调定压力必须大于克服最大负载所需的压力,即溢流阀在此处作安全阀用。

①旁路节流调速回路的速度-负载特性　若不计管路和换向阀等处的损失,按照前面叙述的方法,可得出这种调速回路的液压缸活塞运动速度和速度刚度。

将式(6.15)按不同的节流阀通流截面积AT 作图,就得出一组旁路节流调速回路的速度-负载特性曲线,如图6.9 所示。由图可看出:

图6.9　旁路节流调速的速度-负载特性曲线

a.当AT 不变时,负载越大,则速度刚度越大(q2 处的Kv 高于q1 处的Kv)。

b.当F 不变,速度越大则速度刚度Kv 越大(q1 处的速度刚度高于q2、q3 处的速度刚度)。

c.减小φ 和qb,增大A1 可提高速度刚度。

由图6.9 还可以看出,回路的最大承载能力随节流阀通流截面积 AT 的增加而减小。当 时,泵的全部流量经节流阀流回油箱,液压缸的速度为零,继续增大AT 已不起调速作用。即这种调速回路在低速时承载能力低,调速范围也小。

②旁路节流调速回路的功率特性　液压泵的驱动功率为Pb=pbqb=p1q1,而通过节流阀产生的功率损失为:

故液压缸的有效功率为:

由式(6.17)和式(6.18)可看出,旁路节流调速回路只有节流损失,而无溢流损失,因而功率损失比前两种调速回路小,效率高。这种调整回路一般用于功率较大且对速度稳定性要求不高的场合。

③旁路节流调速回路的效率　旁路节流调速回路的效率η 为:

用节流阀进行节流调速都有一个共同的缺点,就是回路的负载特性较差,速度稳定性不好。其主要原因是负载的变化引起节流阀压差的变化,从而使进入执行元件的流量发生变化。其克服的措施是将前面4 种节流调速回路中的节流阀用调速阀代替即可。由于调速阀出口流量在负载变化时基本保持不变,因而速度负载特性大为改善,速度稳定性大为提高。用调速阀构成的进油、出油、复合和旁路节流调速回路的工作原理和调速特性等,同它们各自对应的节流阀调速回路基本一样。用调速阀构成的节流调速回路常用于负载变化大,速度稳定性要求较高的小功率液压系统中。

(2)容积调速回路

用改变液压泵或执行元件(液压马达和液压缸)工作容积的方法来改变执行元件的速度的油路称容积调速回路。

容积调速回路通常有3 种基本形式,一是变量液压泵和定量执行元件(主要是指定量液压马达,以下同)组成的调速回路,二是定量液压泵和变量执行元件组成的调速回路,三是变量液压泵和变量执行元件组成的调速回路。

图6.10　变量液压泵-定量液压马达调速回路

1)变量液压泵-定量液压马达调速回路

图6.10 是变量液压泵和定量液压马达构成的调速回路原理图。液压泵4 将具有一定压力的压力油直接供给液压马达6,溢流阀5 用于限制最高压力。液压泵1 为辅助泵,其流量为主液压泵4 的流量的10% ~15%,压力为0.5 ~0.7 MPa,用溢流阀3 控制。

为讨论方便,以下均不考虑回路效率。这种调速回路中各参数之间的关系分别为:

Δpm 为液压马达进出油口压力差。若出油口压力视为零,则液压马达的转矩Tm 为:

若负载恒定,回路工作压力不变,则Δp 恒定,液压马达的排量恒定,故液压马达的转矩是恒定的,因此称这种调速回路为恒转矩调速。恒转矩调速回路有较大的调速范围,一般可达40。

液压泵的驱动功率随排量Vb 的增大而增大。

以上参数若用图线表示,即如图6.11 所示的调速特性图。

图6.11　调速特性

图6.12　定量液压泵-变量液压马达调速回路

2)定量液压泵-变量液压马达调速回路

图6.12 为定量液压泵和变量液压马达构成的调速回路原理图。

定量液压泵输出的流量不变(排量不变),其最大压力由溢流阀5 限制。变量液压马达其排量可调。定量液压泵1 为辅助泵,溢流阀3 限制其出口压力。

各参数间的关系为:

液压马达的转速nm

可见液压马达的转速随其排量Vm 的增大而减小,随Vm 的减小而增大。

液压马达的转矩Tm

可见Tm 随Vm 的增大而增大,随qm 的减小而减小。

由于pb 调好后为定值,又qb 为定值,所以功率恒定,故称这种调速回路为恒功率调速。恒功率调速回路各参数间的关系若用图线表示,即如图6.13 所示的调速特性图。

图6.13　调速特性

图6.14　变量液压泵-变量液压马达调速回路

3)变量液压泵-变量液压马达调速回路

这种调速回路的原理如图6.14 所示。

双向变量液压泵3 供给主油路压力油,1 为补油液压泵。溢流阀6 和7 分别控制油路A和B 的最高压力,同时防止液压马达反向回转。8 为冷却阀,回油的一部分通过它和9 回油箱进行冷却。调速回路工作时,例如液压泵向A 管路供油时,液压马达带动负载朝一个方向转动,同时冷却阀8 上位工作,回油的一部分经阀8 和9 回油箱进行冷却,回路中不足的油量由液压泵补充。若液压泵向管路B 供油,分析方法与上类似。

图6.15　调速特性

这种调速回路各参数之间的关系如前所述,只是液压泵和液压马达的排量均可调节,因此可根据需要实现恒转矩调速和恒功率调速两种功能。

若要实现恒转矩调速,将液压马达排量调至最大且固定,然后由小到大调节液压泵的排量即可。

若要实现恒功率调速,先将液压泵排量调至最大且固定,然后由小到大调液压马达的排量即可。

图6.15 为该回路的调速特性图。

(3)容积节流调速回路

这类调速回路采用变量液压泵供油,用节流阀或调速阀改变进入液压缸的流量,以实现工作速度的调节,并使供油量与需油量相适应。常见的有限压式变量叶片泵和调速阀构成的容积节流调速回路和由稳流式变量叶片泵和节流阀构成的容积节流调速回路。

1)限压式变量叶片泵和调速阀构成的调速回路

图6.16 为限压式变量叶片泵和调速阀构成的调速回路原理图。该回路的工作情况如下:

限压式变量叶片泵1 输出的压力油经调速2 进入液压缸4 工作腔,推动活塞克服负载F运动,回油经背压阀5 回油箱。当调速阀通流截面积调定后,流量即确定不变,液压缸活塞速度也就被确定,限压式变量叶片泵输出流量亦自动进行调节与之相适应。

图6.16　限压式变量叶片泵—调速阀调速回路

图6.17　特性曲线

若由调速阀调定的某一通流截面积AT 下的流量为q1,调速阀压力流量特性曲线与限压式变量叶片泵的压力流量特性曲线相交于C 点(见图6.17),此时表明泵的流量和压力为q1和p1。如果泵的输出流qb 大于q1,泵的出口压力pb 必然升高,泵自动将流量降下来使qb≈q1;如果泵出口流量qb 小于q1,泵的压力一定高于p1,泵因流量qb 小于通过调速阀调定的流量,会自动地使压力降低到p1,流量增加到q1。

这种调速回路在工作中没有溢流损失,但仍有节流损失,它表现在保证调速阀正常工作的压差上。另外,背压的存在也造成功率损失。因此,在不考虑液压泵、缸和管路的损失时,其效率为:

当不考虑背压时,其效率为:

必须指出,这种调速回路不能用于负载变化大,且在一工作循环中大部分时间处于小负载的场合。

2)稳流式变量泵和节流阀构成的调速回路

图6.18 为这种调速回路的结构。当二位二通电磁阀DT 得电时,图中A、B、C 三点压力是相等的。液压泵的定子在弹簧力作用下处于最左位置,定子与转子偏心距最大,液压泵的供油量亦最大。

当二位二通电磁阀DT 失电,压力油经节流阀进入液压缸无杆腔,液压泵出口的压力和流量为pb 和qb。当qb 大于节流阀调定通过的流量q1 时,使得pb 上升,两控制柱塞上的液压合力作用在定子上,压缩弹簧,定子向右移动,减小泵的偏心距e,直至液压泵的供油量qb 与q1相适应为止。此时液压泵的定子在几个力作用下保持平衡,其关系如下:

图6.18　稳流式变量泵-节流阀调速回路

式中　pb——液压泵出口压力;

p1——液压缸进口压力;

A——控制活塞有效面积,A=A1+A2;

Fs——弹簧力;

ΔpT——节流阀前后压差。

由式(6.29)可以看出,由于弹簧力Fs 基本不变,所以节流阀压差ΔpT 基本恒定,故工作中调好的流量是稳定的,也就是说,在这种回路中液压缸工作时的速度基本上不受负载的影响。例如当负载增大时,p1 亦增大,引起泵的泄漏增加,泵的供油量减少,但同时定子受力发生变化,迫使定子左移,加大偏心距e,使泵的供油量qb 与q1 相适应。当负载减小时,定子受力发生变化后使定子右移,减小偏心距e,直至泵的供油量qb 与q1 相适应为止。

当泵的供油量qb 发生变化,例如qb 大于节流阀调定通过的流量q1 时,则pb 上升,定子受力发生变化,定子向右移动,减少偏心距e,直至泵的供油量qb 与q1 相适应为止。

图中7 为阻尼小孔,用以防止液压泵定子移动过快而发生振荡。

这种调速回路没有溢流损失,效率较高。其效率为: