液壓靜力壓樁機

1、目 錄第一章 緒論11.1 樁工機械的分類和特點21.2 國內(nèi)外振動沉拔樁機發(fā)展概況21.2.1 振動沉拔樁機研究的概況21.2.2 振動沉拔樁機調(diào)頻調(diào)幅技術(shù)研究現(xiàn)狀51.2.3 振動沉拔樁機的發(fā)展趨勢91.3 本課題的提出與主要研究內(nèi)容10第二章 調(diào)頻調(diào)矩液壓振動樁錘結(jié)構(gòu)分析112.1 振動樁錘調(diào)頻調(diào)矩已有結(jié)構(gòu)及其存在的問題112.2 傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)中齒輪受損問題研究142.2.1 非振動因素的影響142.2.2 振動負載的影響162.3 無調(diào)矩齒輪的新型激振器結(jié)構(gòu)262.4 本章小結(jié)27第三章 新型液壓控制方案研究設(shè)計283.1 振動樁錘液壓系統(tǒng)負載和流量特性283.2 回路設(shè)計293.2.1

2、常見調(diào)速回路分析293.2.2節(jié)能型調(diào)速方案功率匹配的電液比例調(diào)速回路333.2.3 預(yù)防吸空的液壓回路設(shè)計363.3 液壓系統(tǒng)總體回路393.4 主要元件選型計算413.5 本章小結(jié)47第四章 電液比例調(diào)速系統(tǒng)建模仿真與實驗研究錯誤！未定義書簽。4.1 電液比例調(diào)速系統(tǒng)建模錯誤！未定義書簽。4.2 仿真研究錯誤！未定義書簽。4.3 實驗研究錯誤！未定義書簽。4.4 本章小結(jié)錯誤！未定義書簽。第五章 結(jié)論與展望錯誤！未定義書簽。參考文獻錯誤！未定義書簽。第一章 緒論液壓靜力壓樁機是以液壓為動力的靜壓樁施工的一種基礎(chǔ)工程施工設(shè)備，其中液壓系統(tǒng)是控制該設(shè)備的關(guān)鍵和核心，其設(shè)計是否合理直接影響到設(shè)備

3、的性能。液壓靜力壓樁技術(shù)作為一項預(yù)制樁施工的代表性技術(shù)，具有效率高、工人勞動強度低、低噪音、無污染等優(yōu)點，在持力層較深的沿海地區(qū)和內(nèi)陸沖擊平原地區(qū)具有明顯的施工優(yōu)勢。但壓樁過程中普遍存在的偏樁現(xiàn)象，一直以來是影響施工效率、成本和設(shè)備可靠性的因素之一，制約了靜力壓樁技術(shù)的發(fā)展。靜力壓樁機作業(yè)時，不可避免的會出現(xiàn)樁身傾斜或折斷現(xiàn)象，在壓大噸位管樁時候情況特別突出。若壓樁時出現(xiàn)樁身傾斜偏差超過允許值的情況，一般需要拔樁或補樁處理；對于樁身折斷的情況，則必須拔樁；以上情況都給用戶帶來不必要的經(jīng)濟和時間損失，是樁機用戶最不愿意看到的情況。如果未能對樁進行有效糾偏或其他處理，輕則降低單樁承載力，影響設(shè)計承

4、載能力；重則可能由于樁身傾斜引起樁基失穩(wěn)，甚至引發(fā)高層建筑整體傾斜，后果不堪設(shè)想。所以，如何保護樁身的完好和將樁身傾斜度偏差控制在容許范圍一直是樁機設(shè)計中的技術(shù)難題。樁基礎(chǔ)施工中常把樁身中軸線偏離重垂線的現(xiàn)象稱為偏樁。偏樁的原因可以從機器設(shè)備方面可以作以下分析： 機身不水平。機身的水平度是影響偏樁的一個重要因素。樁機設(shè)計中，四根立柱垂直于機身，油缸橫梁水平聯(lián)結(jié)于立柱上，平行于機身。壓樁時，油缸活塞桿平行于立柱壓下。只有在保證了機身的水平度后，才能保證樁被垂直壓入地基。夾樁油缸的不同步。由于夾樁油缸先后接觸樁身，就有可能造成夾緊后樁身的傾斜。 在壓樁過程中，夾樁箱產(chǎn)生了較大的傾斜，使偏樁偏差超出

5、了容許范圍。 在壓樁力卸荷瞬間，造成機身對地面的劇烈沖擊，地表變形，引起機身擺動，機身水平度被破壞，造成偏樁甚至樁身折段。 其他原因，如地質(zhì)狀況等。這也是造成偏樁的一個重要因素。此次課題研究的正是為了更好解決以上的問題，設(shè)計新型的液壓系統(tǒng)和調(diào)頻調(diào)矩技術(shù)應(yīng)用發(fā)展是當(dāng)務(wù)之急。第二章 調(diào)頻調(diào)矩液壓振動樁錘結(jié)構(gòu)分析2.1 振動樁錘調(diào)頻調(diào)矩已有結(jié)構(gòu)及其存在的問題一手動拆箱多級調(diào)矩式8此方案采用手動調(diào)節(jié)偏心塊結(jié)構(gòu)，以達到調(diào)節(jié)偏心塊偏心矩的目的。這是振動沉樁機普遍采用的一種調(diào)矩方案。其結(jié)構(gòu)如圖2-1所示。1 v帶輪（套于軸10上，圖中未示出） 2、5，9固定偏心塊 3振動箱蓋板4可調(diào)整活動偏心塊6止動銷 7

6、固定銷軸 8內(nèi)六角扳手 10偏心塊傳動軸圖2-1 傳統(tǒng)有級調(diào)矩激振器結(jié)構(gòu)這種振動樁錘激振器的液壓馬達通過傳動帶將動力傳給帶輪1，通過齒輪副使附有兩個偏心塊的軸轉(zhuǎn)動。偏心塊離心力水平分力互相抵消，豎直方向分力互相疊加。振幅調(diào)節(jié)是通過改變固定偏心塊與活動偏心塊之間的夾角來實現(xiàn)的。其偏心塊夾角的調(diào)節(jié)方法為：活動偏心塊4利用銷軸7與固定偏心塊5相連，固定偏心塊上有3個銷孔，使兩個偏心塊產(chǎn)生了不同的位置差，從而使振動樁錘的偏心力矩發(fā)生變化。這種調(diào)矩方案由于需要停機拆箱手工調(diào)整，很不方便，尤其對于4軸、6軸甚至8軸偏心激振方式，拆箱調(diào)矩的勞動強度極大。二. 磁塊兩極式，靠液壓馬達在正、反轉(zhuǎn)，使活動偏心塊與

7、固定偏心塊因接觸碰塊側(cè)面不同，從而改變它們之間的夾角，以達到改變偏心力矩的目的。這種方式結(jié)構(gòu)簡單，無須拆箱調(diào)整，但只能用于無共振起動和停機，由于在正、反轉(zhuǎn)瞬間碰塊相撞產(chǎn)生很大沖擊力，嚴重影響設(shè)備壽命，所以這種方式并不常用。傳統(tǒng)無級調(diào)矩方案具有如下優(yōu)點：1具有無級的改變偏心力矩的功能，施工時，可在運轉(zhuǎn)狀態(tài)下，根據(jù)土質(zhì)變化選取適當(dāng)?shù)钠牧?，從而達到理想的沉樁效果。2利用偏心力矩調(diào)零，可使振動樁錘容易啟動，停機平穩(wěn)；可消除共振現(xiàn)象，保證設(shè)備穩(wěn)定安全；可空轉(zhuǎn)不振動，短時間的打樁間歇不必停機，避免頻繁啟動。采用這種調(diào)矩方式的振動錘存在如下主要問題：1機械系統(tǒng)結(jié)構(gòu)過于復(fù)雜，安裝非常困難，故障率高。2齒輪

8、損壞頻繁，據(jù)有關(guān)文獻介紹，新機器的齒輪傳動系統(tǒng)使用壽命一般不超過半年，而對舊機器，齒輪的頻繁損壞，更換成了制約振動錘正常生產(chǎn)、嚴重影響生產(chǎn)效率的主要原因10。正是由于齒輪系統(tǒng)的很不可靠，使得無級調(diào)矩型振動樁錘盡管問世已有近10年時間，但卻至今仍然難以推廣應(yīng)用。2.2 傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)中齒輪受損問題研究2.2.1 非振動因素的影響一、影響因素振動樁錘的激振器是兩個或四個反向旋轉(zhuǎn)的偏心塊，激振器工作時，齒輪高速運轉(zhuǎn)，齒輪及箱體溫度變化較大，加之主軸轉(zhuǎn)動時，因偏心塊離心引起的主軸彎曲也較大，故齒輪傳動時常因發(fā)熱而導(dǎo)致齒輪及軸失效。據(jù)文獻7介紹及作者本人在施工工地了解的情況，目前振動樁錘使用壽命普遍較短，主要

9、是由于齒輪傳動所引起。1. 由于齒輪高速運轉(zhuǎn)而引起升溫。例如對于中頻振動錘，主軸上傳動齒輪的線速度可達30m/s左右，而且樁錘在具體施工時，受土壤彈性變形的影響，齒輪的線速度還會因偏心塊慣性的作用而增加6。因此在正常情況下，振動錘短時工作后的齒輪及箱體溫升很快。如按國際標規(guī)定合格的振動樁錘，在連續(xù)工作60min后的齒輪溫升可達75100，油溫可達5080等等。振動錘的這種工作狀況，決定了其齒輪副必須要有較高的制造精度，尤其是要有合適的齒側(cè)間隙，才能保證齒輪副在高速嚙合時不會因發(fā)熱而導(dǎo)致過早的失效。2. 由于振動樁錘是一種偏心振動器，其主軸因偏心塊離心力的作用而發(fā)生彎曲。因此，在振動樁錘工作時，

10、其齒輪傳動副的實際中心距變動范圍要比設(shè)計時考慮的箱體中心距公差大得多，這會產(chǎn)生以下后果10：（1）齒輪副的瞬時傳動比變動范圍變大，使齒輪傳動的沖擊振動及噪聲增大；（2）齒輪副因主軸彎曲而使實際中心距變大時，會使齒輪的重迭系數(shù)減小，導(dǎo)致齒輪的承載力下降；（3）齒輪副因主軸彎曲使實際中心距變小時，齒輪副的徑向間隙及側(cè)向間隙變小，會加速齒輪的發(fā)熱，并破壞嚙合齒面的潤滑油膜層，從而進一步降低齒輪的壽命。3. 對于油缸齒輪副傳動調(diào)節(jié)上、下偏心塊夾角實現(xiàn)調(diào)矩的結(jié)構(gòu)，箱內(nèi)機構(gòu)異常復(fù)雜，使得在高速回轉(zhuǎn)受到上述各種力條件更加惡劣的同時，大螺旋角調(diào)節(jié)齒輪副之間要受周向、軸向和徑向等異常復(fù)雜的合理，在高速回轉(zhuǎn)和振動

11、轉(zhuǎn)矩的條件下，這些力的合力就不是簡單的靜力，而是很大的沖擊力，這對齒輪傳動系統(tǒng)壽命的影響當(dāng)然是非常巨大的。正因此，油缸齒輪副傳動調(diào)矩結(jié)構(gòu)根本無法在高速回轉(zhuǎn)振動時進行偏心塊夾角的在線調(diào)節(jié)。二、改進措施 鑒于上述情況，為保證振動樁錘的工作可靠性及壽命，設(shè)計振動樁錘時必須從以下幾方面進行優(yōu)化：一是從結(jié)構(gòu)設(shè)計及制造公差上努力減小主軸的彎曲及中心距偏差。盡量提高主軸的直徑，減小軸承間的跨度，提高主軸的剛性，盡可能縮小箱體中心距公差，提高軸孔間的形位公差，減小齒輪副中心距偏差等等；二是要盡可能的使用斜齒輪，因為斜齒輪輪齒嚙合的重疊系數(shù)要比直齒輪大，且其齒面接觸情況也優(yōu)于直齒輪，因此斜齒輪嚙合時的輪齒強度要

12、大于直齒輪，同時其傳動要比直齒輪平穩(wěn)，這可進一步減小齒輪傳動時的沖擊振動和噪聲；三是考慮主軸彎曲對中心距的影響，對齒輪側(cè)隙進行必要修正，保證齒輪合理的側(cè)向間隙，保證齒輪在復(fù)雜的工況下能正常運轉(zhuǎn)，從而保證齒輪副及振動樁錘有較高的壽命。2.2.2 振動負載的影響液壓馬達的負載力矩主要包括兩部分：一部分是回轉(zhuǎn)機械傳動系統(tǒng)的摩擦阻力矩，這部分以機械損失的形式存在；另一部分是偏心塊隨馬達回轉(zhuǎn)及隨機體振動而由加速度引起的所謂的振動力矩，振動力矩就是引起振動的直接原因，所做的功是有用功。振動樁錘作為消耗大功率為特征的設(shè)備，其負載中的摩擦阻力矩遠遠小于振動轉(zhuǎn)矩，因而可以忽略。所以下面只分析馬達所受的振動力矩。

13、一、激振力合成分析這里設(shè)計的新型振動樁錘上下層偏心塊產(chǎn)生的離心力合成為激振器的激振力的示意圖如圖26所示。、分別為上層兩偏心塊回轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力，、分別為下層兩偏心塊回轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力，為各偏心塊的瞬時相角。由于同層偏心塊由齒輪嚙合強迫同步，所以轉(zhuǎn)速相等。則 （21） （22）式中：為偏心塊的質(zhì)量，四個偏心塊質(zhì)量都相等；圖26 激振器偏心塊離心力疊加為偏心塊的偏心距，四個偏心塊的偏心距都相等；分別為上層和下層偏心塊的轉(zhuǎn)速。根據(jù)矢量合成原理有： （23） （24） （25）為左側(cè)上下兩偏心塊回轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力合成；為右側(cè)上下兩偏心塊回轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力合成；為總的合成激振力。在把合成的激振力在方向分解后有

14、： （26） （27）激振器正常工作時，上下層偏心塊的轉(zhuǎn)速相等，即，同時令，則，于是有 （28）令 （29），為瞬時的合成激振力幅值，則 （210）可見合成的激振力也是簡諧振動力，因而在存在相位差的情況下的振動仍然是簡諧振動。改變上下層偏心塊相位差可改變激振力幅值和相位超前或滯后量。三、振動力矩推導(dǎo)簡化振動樁錘的模型如圖27所示。 列出其運動學(xué)，動力學(xué)方程： （228）以上三個方程分別表示：y軸方向振動方程、上偏心塊軸系動力學(xué)方程、下偏心塊軸系動力學(xué)方程。其中：振動機體（包括偏心塊）的質(zhì)量；每根軸上的偏心塊質(zhì)量及偏心距；軸1和軸2偏心塊的角位移，角速度和角加速度；阻尼系數(shù)；彈簧剛度；液壓馬達1

15、和2的驅(qū)動力矩；軸1和軸2上的摩擦力矩；液壓馬達換算到軸1和軸2上的同步轉(zhuǎn)速。由于偏心塊在一個周期內(nèi)的角加速度作周期性的變化，由它引起的偏心塊的慣性力與離心力相比很小，在式中已略而不計。設(shè)兩個液壓馬達在轉(zhuǎn)速同步跟蹤控制下已獲得轉(zhuǎn)速同步，同步轉(zhuǎn)速為，穩(wěn)定相位差為。在微分方程組中最后兩式右邊最后一項為慣性力矩項，現(xiàn)計算偏心塊所受的振動力矩，用于分析在不同區(qū)間馬達受到的振動力矩。由于兩偏心塊的轉(zhuǎn)速達到同步狀態(tài)，且無角加速度，則有，。且知因此得到方程組（228）中第一式二階微分方程的穩(wěn)態(tài)解為：，將y代入方程組（228）后兩式得： （229） （230）tz1（t）、tz2(t)分別為圖2-7中主動馬達

16、（馬達1）和從動馬達（馬達2）所受的振動阻矩。對于在上積分求出其平均振動阻矩 （231）同理可得： （232）容易得到，當(dāng)時，tz10有極大值： （2-33）當(dāng)，tz10有極小值： （2-34）當(dāng)，tz20 有極大值： （2-35）當(dāng)時，tz20有極小值： （2-36）圖2-8是激振力1600n，激振頻率時，由式（231）（2-36）得到的振動力矩隨相位差變化的曲線。圖中，tz1、tz2分別為上層和下層偏心塊產(chǎn)生的振動力矩。圖2-8 調(diào)節(jié)相位差過程中振動力矩變化圖四、振動力矩對傳力機構(gòu)的影響分析圖2-4、2-5所示的傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)，調(diào)角機構(gòu)中的大螺旋角齒輪1和3既作為調(diào)角齒輪，又作為上層同步齒輪7和

17、下層同步齒輪3之間的同步機構(gòu)，承受兩者的振動力矩之差。由圖2-8可知，振動力矩隨相位差而產(chǎn)生非常劇烈的變化。一般將相位差為0附近的振動負載設(shè)定為額定負載。但在相位差之間，圖2-5中上層偏心塊p11產(chǎn)生將近1000nm的振動阻力矩，而下層偏心塊p21產(chǎn)生將近500nm的振動驅(qū)動力矩，這使得上層馬達 m11、m12及相應(yīng)的每個傳動軸都將承受近1500nm的巨大負載力，是0相位差額定力矩的3倍。調(diào)角齒輪1和3承受的負載力也是額定負載的3倍。巨大的振動負載，加上調(diào)角機構(gòu)在軸向移動時常產(chǎn)生的幾乎與回轉(zhuǎn)力矩等量的嚙合齒之間的接觸應(yīng)力，使得在調(diào)角過程中，齒輪1、3、4、7所受的最大力是額定設(shè)計值的5-6倍。

18、若再考慮沖擊力，則受力將更大。這足以說明為什么傳統(tǒng)的無級調(diào)矩調(diào)頻振動錘問世近10年，卻一直因齒輪傳動機構(gòu)的可靠性太差而至今難以推廣應(yīng)用。2.3 新型無級調(diào)矩激振器結(jié)構(gòu)圖2-9 新型振動樁錘的結(jié)構(gòu)簡圖新型無級調(diào)矩激振器結(jié)構(gòu)方案如圖2-9所示。與無級調(diào)矩方案相比，新方案主要改進在于：1.完全取消了傳統(tǒng)方案中結(jié)構(gòu)異常復(fù)雜的油缸驅(qū)動、大螺旋角齒輪傳動的調(diào)矩機構(gòu)；2.上、下層偏心回轉(zhuǎn)副之間取消了同步齒輪傳動。4個完全相同的偏心塊分上下兩層布置，上層為（11）和（12），下層為（21）和（22）。偏心塊分別安裝在相應(yīng)的軸1、2、3、4上，而軸又與液壓馬達連接。1、2和3、4分別通過齒輪對a、b嚙合，保證上

19、下各層內(nèi)成對偏心塊能同步運轉(zhuǎn)。但上層與下層之間取消了齒輪嚙合的強迫同步。從而使偏心塊轉(zhuǎn)動產(chǎn)生的離心力在水平方向的分量相互抵消，垂直方向的分量疊加產(chǎn)生激振力。對于頻率的調(diào)節(jié)，通過調(diào)速閥調(diào)節(jié)液壓馬達的流量，來做到無級調(diào)節(jié)各液壓馬達的轉(zhuǎn)速，實現(xiàn)振動頻率的調(diào)節(jié)；對于振幅的獨立調(diào)節(jié)，本方案突破傳統(tǒng)的設(shè)計方案，既不采用改變偏心塊轉(zhuǎn)動慣量的復(fù)雜的調(diào)節(jié)機構(gòu)，也不采用振幅、頻率同時變化的單純調(diào)頻方案，而是通過改變上下層偏心塊相位差，來實現(xiàn)的振幅矢量合成，從而簡單而巧妙的實現(xiàn)振幅獨立調(diào)節(jié)。與傳統(tǒng)方案相比，新型無級調(diào)矩激振器結(jié)構(gòu)方案具有如下優(yōu)點：1、 樁錘結(jié)構(gòu)異常簡單，制作成本大大降低。2、完全解決了2.2節(jié)所分析

20、的調(diào)角過程振動負載對齒輪傳動機構(gòu)受力的惡劣影響的問題，從根本上解決了振動樁錘激振機構(gòu)可靠性差的問題。2、 大大降低了安裝、維護難度。2.4 本章小結(jié)本章分析了現(xiàn)有振動樁錘典型調(diào)矩機構(gòu)存在的力學(xué)問題，從結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化角度提出了提高齒輪箱可靠性的措施，并在樁-土振動動力學(xué)角度研究結(jié)果的基礎(chǔ)上，提出了一種新型調(diào)矩結(jié)構(gòu)方案。（1）從非振動因素的影響，即齒輪高速運轉(zhuǎn)引起升溫和巨大離心力對傳動主軸造成彎曲等方面出發(fā)，提出了齒輪傳力系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化三項措施，并推導(dǎo)出了優(yōu)化齒輪側(cè)隙及其齒厚公差的計算公式。（2）對現(xiàn)有通過大螺旋角斜齒輪傳動調(diào)矩機構(gòu)工作過程的動力學(xué)研究表明，調(diào)角過程中，齒輪傳力系統(tǒng)所受最大力矩是額

21、定設(shè)計值的5-6倍，此外還存在沖擊力，這種惡劣的受力條件制約了現(xiàn)有無級調(diào)矩振動樁錘的推廣應(yīng)用。（3）本章最后提出了一種不需要通過齒輪傳動，而是通過調(diào)節(jié)液壓馬達轉(zhuǎn)速進行調(diào)矩的新型調(diào)頻調(diào)矩樁錘結(jié)構(gòu)方案，完全解決了傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)方案中齒輪箱可靠性差的問題。第三章 新型液壓控制方案研究設(shè)計3.1 振動樁錘液壓系統(tǒng)負載和流量特性一、振動沉樁作業(yè)全過程1. 開機；2. 低頻起轉(zhuǎn)；3. 低頻時，從動馬達速度加快，使主、從馬達驅(qū)動的偏心塊相位差調(diào)至180，實現(xiàn)無共振起轉(zhuǎn)；4. 主、從馬達頻率同步調(diào)至額定值；5. 從動馬達速度減慢，使主、從馬達驅(qū)動的偏心塊相位差調(diào)至0；6. 在線模糊調(diào)節(jié)馬達頻率，實現(xiàn)近共振沉樁；7.

22、 無法近共振，轉(zhuǎn)入非共振，按設(shè)定頻率和相位差工作；8. 樁不能下沉?xí)r，通過主、從馬達轉(zhuǎn)速差異產(chǎn)生相位差，使激振力加大，樁繼續(xù)下沉；9. 遇硬土層，樁不能下沉，相位差調(diào)至0，增大頻率，使激振力加大；10. 樁不能下沉，且油壓力超出最大值，達到沉樁能力極限；11. 通過主、從馬達轉(zhuǎn)速差異產(chǎn)生相位差，相位差調(diào)至180，進行無共振停轉(zhuǎn)；低速回轉(zhuǎn)，相位差調(diào)至0；系統(tǒng)卸荷，背壓制動。完成無共振停轉(zhuǎn)；12. 停機。二、振動樁錘作業(yè)負載和流量特性1.從上述振動沉樁作業(yè)全過程可以看出，液壓馬達轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)非常頻繁，變化范圍很大。2. 振動沉樁作業(yè)過程負載變化非常頻繁，變化范圍也很大。由式（232）、（231）可知，

23、液壓馬達的負載既與振動頻率、參振體重量m（包括參振錘頭重、樁重和參振土重）相關(guān)，又與地基土的特性參數(shù)（地基土的剛度、阻尼）相關(guān)，顯然，隨著樁越深，負載將將越來越大。由圖2-8可知，隨著相位差的變化，振動負載變化異常劇烈，最大值和最小值相差56倍。表3-1是綜合2.2節(jié)分析及圖2-8的仿真結(jié)果，得到的調(diào)節(jié)相位差過程中主、從動液壓馬達負載變化規(guī)律。表3-1 調(diào)節(jié)相位差過程中主、從動馬達負載特性 主動馬達0驅(qū)動力矩逐漸增大驅(qū)動力矩最大驅(qū)動力矩逐漸減小0阻力矩逐漸增大阻力矩最大阻力矩逐漸減小從動馬達0阻力矩逐漸增大阻力矩最大阻力矩逐漸減小0驅(qū)動力矩逐漸增大驅(qū)動力矩最大驅(qū)動力矩逐漸減小三、新型液壓控制方

24、案設(shè)計要求一般來說，對液壓系統(tǒng)設(shè)計提出如下6個要求： 功率大。一般來說都有上百甚至幾百千瓦，大型的振動錘高達300500kw。因此系統(tǒng)設(shè)計必須考慮節(jié)能。 負載變化大，有時變化很劇烈，且?guī)缀鯐r刻在變。且最大工作壓力高。（對于zzyy160型振動錘，在相位差為零的狀態(tài)，最大工作壓力可高達32mpa.） 流量大（zzyy160型振動錘要求的系統(tǒng)流量是940l/min），流量調(diào)節(jié)范圍要求寬，對于自適應(yīng)共振沉樁過程，流量調(diào)節(jié)幾乎時刻進行。因此要求系統(tǒng)能夠?qū)崿F(xiàn)無級調(diào)節(jié)頻率，即可以無級調(diào)節(jié)液壓系統(tǒng)的流速，系統(tǒng)響應(yīng)要快、精度要高、穩(wěn)定要好，而且系統(tǒng)的流量要大，調(diào)節(jié)范圍要寬。 液壓系統(tǒng)參數(shù)調(diào)節(jié)的動態(tài)性能要求高。

25、作業(yè)過程在線調(diào)頻調(diào)矩、無齒輪液壓同步控制對控制的響應(yīng)快速性、響應(yīng)精度和穩(wěn)定性都提出了非常高的要求。 要有很高的速度-負載剛度特性，很強的抗干擾能力。 必須具有預(yù)防馬達入口吸空等良好的安全保障措施。3.2 回路設(shè)計 3.2.1 常見調(diào)速回路分析一、變頻電機無級調(diào)速此調(diào)速方案的原理是采用變頻電機來控制變量泵的轉(zhuǎn)速，從而改變系統(tǒng)的壓力和流量。其優(yōu)點是控制方式簡單直接，操縱輕松舒適，而且采用電機直接控制，大大減少了能量損失，提高了系統(tǒng)效率。電機變頻調(diào)速技術(shù)用于液壓動力傳動系統(tǒng)帶來的主要問題是動態(tài)響應(yīng)慢、低速特性差，加上液壓系統(tǒng)自身有具有的參數(shù)慢時變特性以及負載變化的影響，致使液壓調(diào)速系統(tǒng)較之常規(guī)的閥控

26、或泵控液壓動力系統(tǒng)難于控制。由于異步電機的轉(zhuǎn)動慣量遠大于油泵的轉(zhuǎn)動慣量，再加上變頻器的過載能力有限（過載50%只允許一分鐘），影響了加速性能，為防止逆變器直流電壓過高而引起保護動作，減速也不能過快。這使其動態(tài)響應(yīng)特性不如伺服變量泵。低速不穩(wěn)定：油泵在轉(zhuǎn)速很低時自吸能力降低，容易造成吸油不充分而形成氣蝕，引起噪聲和流量脈動， 影響速度穩(wěn)定；在低頻時，變頻器產(chǎn)生脈動轉(zhuǎn)矩，使電機轉(zhuǎn)速脈動，從而引起壓力脈動，使脈動轉(zhuǎn)矩幅值進一步放大，嚴重時引起劇烈的振動和噪聲，而且在不同的輸出壓力下，都有一個最低的穩(wěn)定運行頻率25。變頻電機的價格過于昂貴。二、液壓控制無級節(jié)流調(diào)速目前常用的幾大類調(diào)速回路有：節(jié)流調(diào)速回

27、路、容積調(diào)速回路、容積節(jié)流調(diào)速回路20。對于液壓馬達來說，其旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速為：n=q/ (3-1)式中，q輸入液壓執(zhí)行元件的流量;a液壓缸的有效面積;vm液壓馬達的排量。由式(3-1)可知，改變輸入液壓執(zhí)行元件的流量q或改變液壓馬達的排量均可以達到改變速度的目的。為了改變進入液壓執(zhí)行元件的流量，可以采用定量泵和流量控制閥并改變通過流量閥流量的方法（即節(jié)流調(diào)速），也可以采用改變變量泵或變量馬達排量的方法（即容積調(diào)速），或同時采用變量泵和流量閥（即容積節(jié)流調(diào)速）。節(jié)流調(diào)速回路是通過改變回路中流量控制元件通流截面積的大小來控制流入執(zhí)行元件或自執(zhí)行元件流出的流量，以調(diào)節(jié)其運動速度。節(jié)流調(diào)速雖然其具有結(jié)構(gòu)簡單

28、、維護使用方便等優(yōu)點，但由于存在溢流損失和節(jié)流損失，致使其效率很低。一般只用于低壓小功率進給的機床液壓系統(tǒng)中，而像工程機械這些高壓大功率的液壓系統(tǒng)中一般不采用這種調(diào)速回路18。本系統(tǒng)壓力高（一般會有30mpa以上）、流量大（最高可達120l/min），使用這種調(diào)速方案在節(jié)能方面顯然是很不利的。容積調(diào)速回路是通過改變回路中變量泵或變量馬達的排量來調(diào)節(jié)執(zhí)行元件的運動速度。沒有溢流和節(jié)流損失，而且工作壓力隨負載變化而變化。因此效率高，發(fā)熱少20。容積節(jié)流調(diào)速回路用變量泵供油，用流量控制元件調(diào)節(jié)流入或流出執(zhí)行元件的流量來調(diào)節(jié)其運動速度，并使變量泵的輸出流量自動地與執(zhí)行元件所需流量相適應(yīng)。這種調(diào)速回路沒

29、有溢流損失，效率較高，速度穩(wěn)定性也比容積調(diào)速回路好，且適用于調(diào)速范圍大的中小功率場合。下面分析各種容積調(diào)速和容積節(jié)流調(diào)速回路的利弊。（一）變量泵和定量馬達組成的容積調(diào)速回路圖31所示為變量泵和定量馬達組成的容積調(diào)速回路，圖31 變量泵定量馬達容積調(diào)速回路改變變量泵的排量即可改變馬達的角頻率。若不考慮液壓泵以外的元件和管道的泄漏，這種回路的活塞運動速度為： (3-2) 式中， 變量泵的理論流量；變量泵的泄漏系數(shù)；其他符號意義同前。將式(3-2)按不同的值作圖，可得一組平行直線，如圖32所示。由圖可見，由于泵有泄漏，馬達角頻率會隨負載t的加大而減小。t增大至某值時，在低速下會出現(xiàn)液壓馬達停止回轉(zhuǎn)的

30、現(xiàn)象（圖中點），這時變量泵的理論流量等于其泄漏量。所以這種回路在低速下的承載能力是很差的。圖32 變量泵定量執(zhí)行元件調(diào)速特性液壓系統(tǒng)低速承載能力很差，對于振動沉樁的起轉(zhuǎn)是極為不利的。當(dāng)預(yù)制樁已經(jīng)靜止處于地基之中時，樁土之間存在較大的固結(jié)應(yīng)力，此時必須在較低的頻率下進行起振，直到消除固結(jié)應(yīng)力消除。在這一階段，由于負載很大，頻率很低，采用容積調(diào)速將可能造成起振困難。(a) 回路圖 (b) 調(diào)速特性圖33 定量泵和變量馬達組成的容積節(jié)流調(diào)速回路（二）定量泵和變量馬達容積節(jié)流調(diào)速回路定量泵和變量馬達組成的容積節(jié)流調(diào)速回路如圖3-3（a）所示。在這種回路中，由于液壓泵的轉(zhuǎn)速和排量均為恒值，當(dāng)負載功率恒定

31、時，馬達輸出功率和回路工作壓力都恒定不變，而馬達的輸出轉(zhuǎn)矩與成正比20。所以這種回路又稱為恒功率調(diào)速，其調(diào)速特性見圖33(b)。 由于液壓馬達的變量調(diào)節(jié)范圍很小，故這種回路調(diào)速范圍很小。由圖3-3的調(diào)速特性可知，本調(diào)速回路的速度剛度很差。由前文所述的設(shè)計要求（3）可知，振動樁錘所需的頻率調(diào)節(jié)范圍很大，又由設(shè)計要求（5）可知，系統(tǒng)必須具有很高的速度-負載剛度特性。顯然，這種回路不適合本振動樁錘的控制。（三） 限壓式變量泵和調(diào)速閥組成的調(diào)速回路圖34(a)所示為由限壓式變量泵和調(diào)速閥組成的容積節(jié)流調(diào)速回路21。設(shè)泵的流量為，則穩(wěn)態(tài)工作時。可是在關(guān)小調(diào)速閥的一瞬間，減小，而此時液壓泵的輸油量還未來得

32、及改變，于是，因閥6為安全閥，沒有溢流，故這時泵的出口壓力升高，因而限壓式變量泵輸出流量自動減小，直至；反之亦然。由此可見，調(diào)速閥不僅能保證進入液壓馬達的流量穩(wěn)定，而且可以使泵的流量自動地和液壓馬達所需的流量相適應(yīng)，因而也可以使泵的供油壓力基本恒定（該調(diào)速回路也稱為定壓式容積節(jié)流調(diào)速回路）。這種調(diào)速閥也可裝在回油路上，它的承載能力、運動平穩(wěn)性、速度剛性等與相應(yīng)采用調(diào)速閥的節(jié)流調(diào)速回路相同。（a) 回路圖 （b) 調(diào)速特性 圖 34 限壓式變量泵和調(diào)速閥組成的容積節(jié)流調(diào)速回路圖34(b)為這種回路的調(diào)速特性，由圖可知，回路雖無溢流損失，但仍有節(jié)流損失，其大小與液壓馬達工作腔壓力有關(guān)。液壓馬達工作

33、腔壓力的正常范圍是： (3-3)式中，為保持調(diào)速閥正常工作所需的壓差，一般應(yīng)在0.5mpa以上；其他符號同上。當(dāng)時，回路中的節(jié)流損失為最?。ㄒ妶D 34（b），此時泵的工作點為a,液壓馬達的工作點為b;若減?。╞點向左移動），節(jié)流損失加大。這種調(diào)速回路的效率為： (3-4)式(3-4)沒有考慮泵和馬達的泄漏損失，當(dāng)限壓式變量泵達到最高壓力時，泵的泄漏量為8左右。泵的輸出流量越小，泵的壓力就越高；負載越小，則式(3-4)中的壓力就越小。因此在速度低、負載小的場合，這種調(diào)速回路的效率就很低。所以，這種調(diào)速回路并不理想。3.2.2節(jié)能型調(diào)速方案功率匹配的電液比例調(diào)速回路由3.1節(jié)可知，液壓振動樁錘負載

34、特點是：消耗功率大，負載壓力、流量變化范圍大，但上述各種無級調(diào)速回路中，要么有較大的溢流損失，要么有較大的節(jié)流損失，要么速度調(diào)節(jié)范圍不大，都難以滿足液壓振動樁錘的要求。要實現(xiàn)節(jié)能，必須設(shè)計一種回路，保證液壓泵提供的壓力、流量都隨著負載的變化而變化，以使系統(tǒng)能量損失降低到最低限度。下面，作者設(shè)計的一種新型回路功率匹配的電液比例調(diào)速回路，可滿足這一要求。一、電液比例速度控制考慮到調(diào)速控制的精度和速度剛度都要求高，以及系統(tǒng)高壓、大流量的要求，本文擬采用bt型高壓大流量電液比例調(diào)速閥，這種閥為壓力補償、帶位置反饋先導(dǎo)控制型，具有相當(dāng)高的控制精度，能夠很好地滿足上述要求。從工程應(yīng)用的角度來說，采用電液比

35、例控制系統(tǒng)有以下特點22：（1） 可以明顯的簡化液壓系統(tǒng)，實現(xiàn)復(fù)雜程序控制。（2） 利用電信號便于遠距離傳輸。因振動樁錘操縱臺離液壓馬達的最遠距離達三十多米，如果將調(diào)速閥裝于操縱臺上，將無法滿足控制動態(tài)性能要求，而電信號便于遠距離傳輸優(yōu)勢使得將閥裝于錘頭上靠近馬達成為可能。（3） 用電液比例控制系統(tǒng)不但可實現(xiàn)有線式或無線式控制，也可改善主機的設(shè)計柔性，并可實現(xiàn)多通道并行控制。這使得系統(tǒng)可以實現(xiàn)柔性的頻率控制、柔性的相位差調(diào)節(jié)和柔性的空間布置。（4） 提高控制精度或?qū)崿F(xiàn)特定的控制目標。這為系統(tǒng)增設(shè)大閉環(huán)控制成為可能。1.變量泵 2.電液比例節(jié)流閥 3.馬達4.安全閥 5.負載傳感閥 6.伺服缸圖

36、3-5 功率自適應(yīng)回路二、負載功率自適應(yīng)回路 自適應(yīng)控制回路包括壓力自適應(yīng)控制回路、流量自適應(yīng)控制回路和功率自適應(yīng)控制回路。由于壓力自適應(yīng)控制回路只實現(xiàn)了壓力自適應(yīng)負載，流量自適應(yīng)控制回路只實現(xiàn)了流量自適應(yīng)于負載要求，因此將二者結(jié)合，得到新型的自適應(yīng)控制回路回路，這種回路的壓力和流量都自適應(yīng)負載，這就是工程機械液壓系統(tǒng)常用的功率自適應(yīng)回路，也稱為功率匹配回路30，47，49?；芈返脑韴D如圖3-5所示。 功率自適應(yīng)控制調(diào)節(jié)過程的分析 流量自適應(yīng)：系統(tǒng)流量與調(diào)定流量相同時，負載傳感閥5的閥芯處于力平衡狀態(tài)，即處于中位，與伺服缸的油路被封閉，泵的排量恒定；當(dāng)流量過大時，節(jié)流閥2的閥口壓差大于負載傳

37、感閥5所調(diào)定的壓差，從而使負載傳感閥動作，處于右位，系統(tǒng)的高壓油進入伺服缸6，推動活塞前進，使泵的排量降低，節(jié)流閥2的閥口壓差減小，使負載傳感閥5逐漸回到中位，從而達到流量自適應(yīng)；當(dāng)系統(tǒng)的流量過小時，節(jié)流閥2的閥口壓差小于負載傳感元件5所調(diào)定的壓差，而使負載傳感閥動作，處于左位，伺服缸6的通油腔與油箱相通，活塞在彈簧力的作用下左移，使液壓泵的排量增大，直至達到流量自適應(yīng)。圖3-6 異步電動機的固有機械特性 壓力自適應(yīng)：異步電動機的固有機械特性如圖3-6所示51，當(dāng)負載轉(zhuǎn)矩變化時，電動機的轉(zhuǎn)速會相反的變化，即負載轉(zhuǎn)矩變大時，轉(zhuǎn)速會降低；負載變小時，轉(zhuǎn)速會變大，這會影響液壓泵的實際流量。因此，在負

38、載變化時，應(yīng)該相應(yīng)的調(diào)節(jié)液壓泵的排量，以保持流量的恒定。 當(dāng)負載壓力變大時，負載傳感閥5處于左位，如前所述，系統(tǒng)的排量將增大，負載壓力也相應(yīng)的增加，直至負載傳感元件5的閥芯回到中位，這時系統(tǒng)壓力，實現(xiàn)壓力自適應(yīng)；負載壓力變小時，負載傳感閥5處于右位，經(jīng)過與系統(tǒng)流量過大時相同的過程，系統(tǒng)的供油壓力減小，直至，負載傳感閥5恢復(fù)中位。 系統(tǒng)的功率分析本功率匹配回路液壓泵的輸出功率為 （35）上式中，pp、qd分別為液壓泵輸出壓力和流量，fs為主節(jié)流閥彈簧力，a為主節(jié)流閥閥芯面積。輸入液壓馬達的功率 （36）式中，為流量通過比例流量閥工作油口所產(chǎn)生的節(jié)流功率損失。回路效率 （37）而通常使用的定量泵調(diào)

39、速閥溢流閥回路、壓力匹配回路和流量匹配回路的效率分別為： （38） （39） （310）式中分別為液壓泵的出口壓力和輸出流量（也即泵能提供的最大流量），為液壓泵輸出的最高壓力或由溢流閥調(diào)定的壓力，分別為負載壓力和流入執(zhí)行元件的流量。它們之間的關(guān)系為：（與是相匹配的），。將其歸納為表32。表3-2 幾種回路功率特性和效率的比較顯然可以得出的結(jié)論。因此采用功率匹配回路的效率是最高的，對于本大功率系統(tǒng)來說是很有意義的。1-軸向柱塞馬達 2-節(jié)流閥 3-插裝閥 4-溢流閥 5-壓差換向閥圖3-7 恒背壓防吸空回路3.2.3 預(yù)防吸空的液壓回路設(shè)計一、恒背壓防吸空方案1.防吸空液壓控制原理恒背壓防吸空回

40、路如圖3-7所示。利用馬達入口（即流量閥出口）與馬達出口的壓力之差作為控制信號。一旦該壓差為0甚至為負值，防吸空控制先導(dǎo)閥（壓差控制換向閥）瞬間換向，使系統(tǒng)在制動狀態(tài)下工作。但系統(tǒng)還在向馬達供油，從而使馬達入口（閥出口）壓力升高，讓系統(tǒng)工作于正常狀態(tài)下。由于該閥的控制信號是，壓差換向閥不會頻繁換向。2.防吸空工作過程分析前提條件是：電液比例流量閥的最低出油口工作壓力為0.7mpa，即工作時任何時候負載壓力不得低于0.7mpa。（1）當(dāng)振動轉(zhuǎn)矩為阻力矩，且時。，滿足流量閥穩(wěn)定工作的最低出口壓力的要求，不需要產(chǎn)生背壓，換向閥應(yīng)當(dāng)處于左側(cè)。換向閥左側(cè)： （311） 為換向閥控制活塞面積。換向閥右側(cè)：

41、 （312）其中。 （313）則換向閥始終處于左側(cè)的條件是： 即。結(jié)論與條件相符，所以背壓系統(tǒng)的工作狀態(tài)能滿足工作需要。（2）當(dāng)振動轉(zhuǎn)矩為阻力矩但，或當(dāng)振動轉(zhuǎn)矩為驅(qū)動力矩（）時。此時，盡管振動轉(zhuǎn)矩為阻力矩，但由可知，低于流量閥正常工作出口壓力的最低壓力，故換向閥必須換向。由式（313）可知：，換向閥自動換向。換向后：。合理設(shè)計可得：。此時 （314）由于，。故，因此換向閥恒處于右位，且恒大于0.7mpa。也即是說，只要振動轉(zhuǎn)矩不升高到使，背壓是不會消失的，這樣就不會產(chǎn)生頻繁換向的不穩(wěn)定狀態(tài)。二、自適應(yīng)背壓防吸空方案上面的恒背壓切換系統(tǒng)雖然能解決馬達的吸空問題，但由于一需要產(chǎn)生背壓就要產(chǎn)生最大的

42、背壓，不能根據(jù)實際要求自動變化背壓值，使產(chǎn)生背壓時的能量損失非常大，不利于節(jié)能。同時由于背壓切換的時候插裝閥上腔與油箱的通路瞬時完全切斷，會造成插裝閥突然關(guān)閉而使馬達停轉(zhuǎn)的現(xiàn)象，這對系統(tǒng)的正常工作是極為不利的。所以在恒背壓切換系統(tǒng)的基礎(chǔ)上再進行改進，設(shè)計出如圖34所示的自適應(yīng)背壓切換系統(tǒng)。1-軸向柱塞馬達 2-節(jié)流閥 3-插裝閥 4-自適應(yīng)背壓控制閥 5-液控換向閥圖3-8 自適應(yīng)背壓調(diào)節(jié)防吸空回路如圖3-8所示。與圖3-7的回路相比，圖3-8方案主要改進是用自適應(yīng)背壓控制閥4取代了溢流閥。馬達的入口壓力pmi為自適應(yīng)背壓閥4的遙控壓力。閥的開口量隨著控制壓力pmi的增大而增大，但控制壓力為零

43、時閥口不全閉，控制壓力為設(shè)定最大值時閥口不全開，即仍有一定的節(jié)流損失。該閥其實就是一個行程控制節(jié)流閥。工作過程如下：當(dāng)馬達所受負載轉(zhuǎn)矩為阻力矩時，象圖3-7一樣，圖3-8所示的自適應(yīng)背壓控制閥4不起作用。當(dāng)馬達所受的振動阻力矩降低，但沒有下降到臨界阻力之前，馬達入口壓力跟著降低，閥5仍處于左位，系統(tǒng)不產(chǎn)生背壓。在振動阻力矩下降到臨界阻力（1mpa）值時，即將產(chǎn)生吸空現(xiàn)象，由前面分析可知，閥5立即換向，使插裝閥3上腔直接通油箱的油路被切斷，但由于閥4沒有完全切斷油路，使閥3上腔通過它接通油箱，避免了由于閥3上腔與油箱完全切斷后引起總回路瞬時切斷而產(chǎn)生馬達瞬時停轉(zhuǎn)的嚴重后果，這也是把自適應(yīng)背壓閥做

44、成先導(dǎo)壓力為零時閥口不全閉的結(jié)構(gòu)的原因。與此同時，由于自適應(yīng)背壓閥開口小，馬達出口馬上建立起較大背壓，從而使馬達入口壓力隨之升高，又使閥4閥芯下移，開口變大，使背壓減小，又引起馬達入口壓力隨之減小，使閥4閥芯上移，通過這樣反復(fù)的調(diào)節(jié)過程，最終使系統(tǒng)背壓和馬達入口壓力穩(wěn)定在一個與馬達所受阻力大小相匹配的壓力值。當(dāng)馬達所受的振動力矩變?yōu)轵?qū)動力矩時，背壓同樣產(chǎn)生自適應(yīng)，只是馬達入口壓力比背壓值低而已。這樣就使馬達入口壓力與振動力矩的大小相適應(yīng)。經(jīng)過精心設(shè)計，在產(chǎn)生背壓時液壓泵只需要提供很低的壓力就可以使系統(tǒng)正常工作。這樣就實現(xiàn)了比恒背壓切換系統(tǒng)更節(jié)能的目的，而且使背壓切換時的油路突然斷開的危害消除了

45、。3.3 液壓系統(tǒng)總體回路一、回路綜合設(shè)計綜合上文分析，回路選擇如下： 調(diào)速回路：由上文分析可知，功率自適應(yīng)回路的壓力和流量的控制過程相對獨立，控制性能較好，流量穩(wěn)態(tài)誤差小，節(jié)能效果好。由2-2節(jié)分析可知，同層兩馬達的負載非常相近，無須選用負載獨立流量的回路，因此選用普通多負載的功率自適應(yīng)回路。 背壓回路：選用如圖3-8所示的背壓自適應(yīng)回路，這種回路不但能滿足系統(tǒng)工作要求，而且結(jié)構(gòu)相對簡單。背壓自適應(yīng)回路既用于調(diào)節(jié)相位差時預(yù)防液壓馬達吸油口出現(xiàn)吸空，也用于馬達停轉(zhuǎn)過程中，自動產(chǎn)生一定背壓，使得液壓馬達在液壓制動狀態(tài)下逐漸停轉(zhuǎn)。 卸荷回路：一般采用電磁溢流閥，由于系統(tǒng)流量較大，而且插裝式卸荷閥流

46、量較大，可同時給兩臺液壓泵卸荷，故可選用插裝式卸荷閥或者大流量的電磁溢流閥。 其他：液壓馬達的瞬時負載壓力變化劇烈，而且頻率較高，這是普通的調(diào)節(jié)元件所達不到的，因此必須采用蓄能器，而且與馬達越近越好；為簡化系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，采用回油過濾。 液壓系統(tǒng)總體回路如圖3-9所示。其總體工作過程如下： 驅(qū)動電機啟動時，電磁換向閥11通電，系統(tǒng)卸荷，電液比例調(diào)速閥3不工作，其閥口幾乎完全關(guān)閉，液壓馬達不轉(zhuǎn)動。 電機完全啟動后，電液比例調(diào)速閥3通電，電磁換向閥11斷電，系統(tǒng)逐漸停止卸荷，馬達開始轉(zhuǎn)動。通過程序控制各電液比例調(diào)速閥來控制系統(tǒng)的流量，使偏心塊低頻轉(zhuǎn)動，并將上下層偏心塊的相位差調(diào)到180（振動錘的振幅為零

47、），后控制比例流量閥增大系統(tǒng)的流量，使液壓振動錘零振幅地穿越共振區(qū)，到達所需的工作頻率，再減少相位差讓液壓振動錘正常工作。停機過程中也同樣零振幅的穿越共振區(qū)。比例調(diào)速閥工作時，負載傳感閥2也工作，系統(tǒng)進行功率自適應(yīng)控制。當(dāng)系統(tǒng)壓力較大時，液控換向閥8處于右位，遠控口與油箱相接，插裝閥6的彈簧腔的壓力很小，幾乎為零，插裝閥6的開啟壓力非常小（彈簧的作用力）；當(dāng)系統(tǒng)壓力很低，或者馬達受驅(qū)動力矩時，系統(tǒng)可能出現(xiàn)吸空，液控換向閥8換到左位，背壓自適應(yīng)控制閥7起作用，減小其閥口開口量，使閥6彈簧腔的壓力增大，閥7的開啟壓力增大，從而使系統(tǒng)壓力增大，使背壓自適應(yīng)控制閥7的開口量增大，直到系統(tǒng)平衡，閥7采用

48、較軟彈簧，在其閥芯移動時，由于位移非常小，故可以認為其彈簧力恒定不變，即系統(tǒng)的壓力為背壓自適應(yīng)控制閥7的彈簧所決定的。二、新型回路系統(tǒng)特點 系統(tǒng)采用了電液比例調(diào)速閥，可以連續(xù)按比例地控制系統(tǒng)的流量，并易于簡單的實現(xiàn)自動控制、遙控和程序控制；可在線無級調(diào)節(jié)振動頻率，并可實現(xiàn)相位差的無級調(diào)節(jié)，可以通過程序控制，實現(xiàn)零振幅地穿越共振區(qū)；另外，由于比例放大器中存在斜坡信號發(fā)生器，當(dāng)輸入一階躍的設(shè)定值時，斜坡信號發(fā)生器產(chǎn)生一個緩慢上升或下降的輸出信號，實現(xiàn)了系統(tǒng)流量無沖擊過渡，避免了流量調(diào)節(jié)過程的沖擊。系統(tǒng)采用功率自適應(yīng)回路，實現(xiàn)了壓力匹配和流量匹配，降低系統(tǒng)的壓力損失，并實現(xiàn)了流量的無損失（不考慮系統(tǒng)

49、的泄漏），提高了液壓系統(tǒng)的效率，實現(xiàn)了節(jié)能，適應(yīng)了由地質(zhì)因素變化而引起的液壓系統(tǒng)負載壓力的劇烈變化。背壓自適應(yīng)回路解決了相位差調(diào)節(jié)（即偏心矩的調(diào)節(jié)）過程中可能導(dǎo)致液壓系統(tǒng)出現(xiàn)吸空的情況。采用高性能的電液比例流量閥，例如流量位移力反饋式電液比例流量，實現(xiàn)了水平的流量負載特性。采用了高響應(yīng)的蓄能器，實現(xiàn)了對系統(tǒng)的補油（由不同相位時負載力矩的變化而引起偏心塊轉(zhuǎn)速的變化，從而導(dǎo)致對所需的變化），并吸收了液壓系統(tǒng)供油壓力的脈動。3.4 主要元件選型計算下文將針對激振力為1600kn的液壓振動樁錘進行有關(guān)計算選型。一、液壓馬達的選型考慮大負載、高轉(zhuǎn)速的工作條件，本文選用軸向柱塞液壓馬達。 液壓馬達隨激振器

50、懸掛于高空作業(yè)，并承受很達的豎向震動負載，考慮到外觀緊湊和減少振動力造成馬達受太達的豎向彎矩，本文擬采用內(nèi)藏式（也稱埋入式）定量馬達，即馬達的安裝法蘭設(shè)計在殼體中間，這種結(jié)構(gòu)允許馬達幾乎完全裝進機械齒輪箱中，從而提供一個十分緊湊的部件，另外這種馬達的驅(qū)動軸可以承受徑向載荷，而且易于組裝，僅需“插入”機械齒輪箱，不需要考慮安裝公差。這種馬達有華德液壓的a2fe系列馬達、薩姆液壓的h1cr系列43，44，圖4-3所示為h1cr系列的外形圖44。而h1cr系列馬達的最大排量為108ml/r44，達不到系統(tǒng)要求160 ml/r，因此采用a2fe系列馬達 44。馬達的輸出轉(zhuǎn)矩為 =489 nm （3-1

51、5）液壓馬達的理論排量可由下式計算20： （3-16）式中 t液壓馬達外負載轉(zhuǎn)矩； 液壓馬達最大工作壓力，系統(tǒng)最高壓力為31.5mpa，但為保證在更低頻率時，液壓馬達的輸出功率仍較大，而a2fe馬達的額定壓力為35mpa，大于系統(tǒng)最高壓力要求； 液壓馬達的背壓，根據(jù)背壓要求取為0.5mpa； 液壓馬達的機械效率，葉片馬達取0.800.90；齒輪馬達取0.850.95；軸向柱塞馬達取0.920.99；低速馬達取0.930.96，由于采用是軸向柱塞馬達，因此取為0.95。 給定液壓馬達的排量為160 ml/r，即=160 ml/r，結(jié)合式（3-15）和（3-16），可知液壓馬達的正常工作壓力由此確

52、定液壓馬達的型號為a2fe-160-w-70-a-11。二、液壓泵的選型確定液壓泵的最大工作壓力液壓泵的最大工作壓力按下式計算 （3-17）式中， 液壓執(zhí)行元件工作腔的最大工作壓力，本文為液壓馬達的最大工作壓力； 從液壓泵出口到液壓馬達入口處的總管路損失； （3-18）進油路上管路的總沿程損失；進油路上管路的總局部損失；進油路上閥的總壓力損失，這里為電液比例調(diào)速閥的壓力損失，即負載傳感閥所設(shè)定的壓差。的準確計算必須在選定液壓元件并繪制出管路布置圖后才能進行。初算時，可按經(jīng)驗數(shù)據(jù)選?。寒?dāng)管路簡單或有節(jié)流閥調(diào)速時，取=0.20.5mpa；當(dāng)管路復(fù)雜或有調(diào)速調(diào)速時，取=0.51.5mpa。確定液壓泵

53、的流量范圍盡管要由同一回路驅(qū)動兩臺液壓馬達，但是系統(tǒng)采用兩臺液壓泵供油，而且液壓泵完全相同，因此采用單液壓泵和單個液壓執(zhí)行元件系統(tǒng)的計算公式1： （3-19）式中 液壓泵的流量； 考慮系統(tǒng)泄漏和溢流閥保持最小溢流量的系數(shù)，通常取=1.11.3，由于沒有采用溢流閥，只考慮系統(tǒng)泄漏，取=1.1； 液壓馬達所需的最大流量。根據(jù)液壓馬達的轉(zhuǎn)速范圍501380rpm，243.1 l/min，最小流量為8.8l/min，可知液壓泵的調(diào)速范圍為8.8243.1l/min。液壓變量泵選型 由于系統(tǒng)采用了負載傳感技術(shù)（功率自適應(yīng)）來實現(xiàn)系統(tǒng)節(jié)能，如果變量泵自身能夠?qū)崿F(xiàn)功率自適應(yīng)功能，可選用這種變量泵。如果變量泵自身不具有這種功能，只能選擇其他變量形式的，如采用負載傳感閥和恒功