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卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘及其控制方法.pdf

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敏感 恒速恒 拉力 液压 绞盘 及其 控制 方法
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摘要
申请专利号:

CN200710305245.5

申请日:

2007.12.26

公开号:

CN101229907A

公开日:

2008.07.30

当前法律状态:

授权

有效性:

有权

法?#19978;?#24773;: 专利权人的姓名或者名称、地址的变更 IPC(主分类):B66D 1/50变更事项:专利权人变更前:浙江诺和机电有限公司变更后:浙江诺和机电股份有限公司变更事项:地址变更前:321016 浙江省金华市壶源路128号变更后:321017 浙江省金华市仙源路1689号|||授权|||实质审查的生效|||公开
IPC分类号: B66D1/50; B66D1/08 主分类号: B66D1/50
申请人: 浙江诺和机电有限公司
发明人: 张国纲; 王明强
地址: 321016浙江省金华市壶源路128号
优?#28909;ǎ?/td>
专利代理机构: 杭州华鼎专利事务所 代理人: 竺诗忍
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法律状态
申请(专利)号:

CN200710305245.5

授权公告号:

|||101229907B||||||

法律状态公告日:

2015.11.04|||2010.11.17|||2008.09.24|||2008.07.30

法律状态类型:

专利权人的姓名或者名称、地址的变更|||授权|||实质审查的生效|||公开

摘要

本发明公开了一种卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘及其控制方法,包括变排量马达,以及卷径敏感控制系统,并?#20197;?#24037;作中利用卷径敏感控制系统使变排量马达的输出转矩随卷径的增加而增加。这样的结构能高效的利用液压源的输出功率,尽可能的提高绞盘的工作性能,当液压源实际输出拉力比额定拉力更高时,绞盘能够提供比设计值更高的速度或更大的拉力;当实际负载拉力低于额定拉力时,绞盘可提供该负载状况下安全运行条件下最快的速度。

权利要求书

权利要求书
1.  卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘,其特征在于:在工作过程中采用变排量马达,利用由卷径敏感控制系统使变排量马达的输出转矩随卷径的增加而增加。

2.  如权利要求1所述的卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘,其特征在于:所述卷径敏感系统包括连接油箱的电磁换向阀(9),电磁换向阀(9)有A、B两路输出,A路由电磁换向阀(9)经单向节流阀一(3)连接到到液控变量马达中;B路由电磁换向阀(9)经单向节流阀二(6)连接到平衡阀(2),平衡阀(2)连接到液控变量马达中,单向节流阀二(6)上还连有连接着固定阻尼器(8)的压差控制比例节流阀(7),压差控制比例节流阀(7)另一端也连接到液控变量马达控制口(1)中,B路?#31995;?#24179;衡阀(2)连接在A路靠近液控变量马达处。

3.  如权利要求1所述的卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘,其特征在于:所述卷径敏感系统包括连接油箱的电磁换向阀(9),电磁换向阀(9)有A、B两路输出,A路由电磁换向阀(9)经单向节流阀一(3)连接到到液控变量马达中;B路由电磁换向阀(9)经单向节流阀二(6)连接到液控单向阀(4),液控单向阀(4)连接到液控变量马达中,单向节流阀二(6)上还连有连接着固定阻尼器(8)的压差控制比例节流阀(7),压差控制比例节流阀(7)另一端也连接到液控变量马达控制口(1)中,B路?#31995;?#28082;控单向阀(4)和A路电磁换向阀(9)与单向节流阀一(3)连接处连接。

4.  如权利要求1所述的卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘,其特征在于:所述卷径敏感系统包括连接油箱的电磁换向阀(9),电磁换向阀(9)有A、B两路输出,A?#20998;?#25509;连接液控变量马达中,B路通过平衡阀(2)连接到液控变量马达中,油箱连入电磁换向阀处设有手动节流阀(11),手动节流阀(11)与所述平衡阀(2)通过电磁换向阀(9)连接到压差控制节流阀(5)中。

5.  如权利要求1所述的卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘,其特征在于:所述卷径敏感系统包括连接油箱的电磁换向阀(9),电磁换向阀(9)有A、B两路输出,A路由电磁换向阀(9)经单向节流阀一(3)连接到到液控变量马达中;B路由电磁换向阀(9)经单向节流阀二(6)连接到平衡阀(2),平衡阀(2)连接到液控变量马达中,液控变量马达控制口(1)上还连有连接着固定阻尼器(8)的压差控制比例节流阀(7),压差控制比例节流阀(7)其余两端分别连接在单向节流阀二(6)的两端,B路?#31995;?#24179;衡阀(2)连接在A路靠近液控变量马达处。

6.  如权利要求2-5其中之一所述的卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘,其特征在于:所述卷径敏感系统全?#21487;?#32622;在一块油路板上。

说明书

说明书卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘及其控制方法
?#38469;?#39046;域
本发明涉及绞盘,尤其涉及卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘。
背景?#38469;?
随着绞盘的普及,其用途不断扩大,不仅在休?#24615;?#21160;车、越野车、大卡车上作为自救工具使用,还在工业中得到广泛应用。当需要拉力不大时,可以采用电动绞盘,但对于牵引拉力大且要求连续工作的场合,靠电动绞盘就无法胜任,这?#26412;?#38656;要液压绞盘。现有?#38469;?#20013;的液压绞盘通常为额定拉力绞盘,输出过程中转矩不变。其缺点在于拉重物时速度上不去,而拉轻物时马达又浪费排量。且其各层的拉力与钢?#21487;?#30340;线速度都随钢?#21487;?#21367;绕在卷?#37319;系?#21367;径的变化而变化,这对一些拉力和线速度要求恒定的场合,无法按需要准确地、均匀地提供一个稳定速度。为此,国外也有使用定量马达和双滚筒式或储绳筒式机械结构相结?#31995;?#24658;速恒拉力绞盘,但是这种机械结构的绞盘整体体积大、价格非常高,普通用户无法承受这样的价格。因此一直没有得到推广应用。
发明内容
本发明的目的是提供卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘及其控制方法,在液压源提供额定的输出压力并保持恒定且负载力也恒定的情况下,使绞盘工作在各层的速度保持恒定。能够在节约成本的情况下,高效地利用液压源的输出功率,尽可能地提高绞盘的工作性能,当液压源实际输出压力比额定压力更高时,绞盘能够提供比额定工况时更高的速度或更大的拉力;当实际负载拉力低于额定拉力时,绞盘可提供比额定负载状况下更快的速度。无论处于何种工作状态,绞盘只要能工作,都能够保持恒速恒拉力的特征。
为了达到所述目的,所述卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘在工作过程中采用变排量马达,利用卷径敏感控制系统使变排量马达的输出转矩随卷径的增加而增加。
优选的,卷径敏感系统包括连接油箱的电磁换向阀,电磁换向阀有A、B两路输出,A路由电磁换向阀经单向节流阀一连接到到液控变量马达中;B路由电磁换向阀经单向节流阀二连接到平衡阀,平衡阀连接到液控变量马达中,单向节流阀二上还连有连接着固定阻尼器的压差控制比例节流阀,压差控制比例节流阀另一端也连接到液控变量马达中,另一端也连接到液控变量马达中,B路?#31995;?#24179;衡阀连接在A路靠近液控变量马达处。这样的结构依靠平衡阀的关闭状态实现绞盘的制动。
优选的,所述卷径敏感系统包括连接油箱的电磁换向阀,电磁换向阀有A、B两路输出,A路由电磁换向阀经单向节流阀一连接到到液控变量马达中;B路由电磁换向阀经单向节流阀二连接到液控单向阀,液控单向阀连接到液控变量马达中,单向节流阀二上还连有连接着固定阻尼器的压差控制比例节流阀,压差控制比例节流阀另一端也连接到液控变量马达中,B路?#31995;?#28082;控单向阀和A路电磁换向阀与单向节流阀连接处连接。这样的结构依靠液控单向阀的关闭状态和机械制动实现双重制动。
优选的,所述卷径敏感系统包括连接油箱的电磁换向阀,电磁换向阀有A、B两路输出,A?#20998;?#25509;连接液控变量马达中,B路通过平衡阀连接到液控变量马达中,油箱连入电磁换向阀处设有手动节流阀,手动节流阀所述平衡阀通过电磁换向阀连接到压差控制节流阀中。
优选的,所述卷径敏感系统包括连接油箱的电磁换向阀,电磁换向阀有A、B两路输出,A路由电磁换向阀经单向节流阀一连接到到液控变量马达中;B路由电磁换向阀经单向节流阀二连接到平衡阀,平衡阀连接到液控变量马达中,液控变量马达控制口上还连有连接着固定阻尼器的压差控制比例节流阀,压差控制比例节流阀其余两端分别连接在单向节流阀二的两端,B路?#31995;?#24179;衡阀连接在A路靠近液控变量马达处。这样的结构由平衡阀控制负载下放的速度。
优选的,所述卷径敏感系统全?#21487;?#32622;在一块油路板上。这样维修时可以将整块油路板拆卸下来更换,方便快捷,也保证了整个系统的稳定性。
由于采用了所述结构,本发明采用液控变量马达和卷径敏感系统能自动地保持绞盘各层的拉力和线速度不变,使油源系统的原动机始终工作在最佳效率点,提高系统能量利用率,具有明显的节能效果。
附图说明
下面结合附图对本发明作进一步说明:
图1为本发明卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘液控变量马达控制压力与排量关系示意图。
图2为本发明卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘实施例1示意图。
图3为本发明卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘实施例2示意图。
图4为本发明卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘实施例3示意图。
图5为本发明卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘实施例4(1)示意图。
图6为本发明卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘实施例4(2)示意图。
具体实施?#32478;?
本发明卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘的控制方法?#29301;?#22312;工作过程中采用变排量马达,利用由卷径敏感控制系统使变排量马达的输出转矩随卷径的增加而增加。
在整个工作过程中,马达的输出转矩随卷径增加而增加,通过采用变排量马达,利用卷径敏感控制系统,使变排量马达输出转矩随卷径的增加而增加,从而保持绞盘在各层的拉力和线速度保持恒定。
由于负载功率满足如下关系式:
P负载=FV
因此,在负载拉力及速度恒定的情况下,其功率P负载恒定。从能量守恒角度来看,负载与马达的功率满足如下关系式:
P负载=P马达·η
式中η为机械效率。假定机械效率为常数。则要求马达能适应负载的变化,始终为负载提供恒定的输出功率。
马达输出功率满足如下关系式:
P马达=Δp×q
式中Δp为马达进出口压差,q为流经马达的流量。
因此,只要确保马达的流量和进出口压差保持恒定,就可以使马达输出功率保持恒定。
根据是否需要垂直起吊重物,提出两种液压控制解决方案:
一:针对需要垂直起吊重物或对下放过程的平稳性有特殊要求的情况,采用平衡阀2作为制动控制单元,同?#27604;?#28040;机械制动单元。平衡阀2在制动和下放过程中起作用,平衡重力的影响,使下放过程平稳可控。
二:针对不需要垂直起吊重物的情况,采用液控单向阀4作为制动单元。其控制口1的压力与排量的关系如图1所?#23613;?
如图2所示为本发明实施例1:
其中上拉负载时:
主油路:此工况下,电磁换向阀9工作于右位。高压油经电磁换向阀9、单向节流阀二6、平衡阀2、液控变量马达、单向节流阀一3、电磁换向阀9回到油箱。
先?#21152;?#36335;:
压差控制比例节流阀7与固定阻尼器8一起构成一个液压半桥,控制液控变量马达的控制口1压力。单向节流阀二6的入口压力作用于压差控制比例节流阀7的阀芯?#20063;?#25511;制腔面积,同时,单向节流阀二6的出口压力p2作用于压差控制比例节流阀(7)的阀芯左侧控制腔面积。单向节流阀二6的进出口压差Δp=p1-p2使压差控制比例节流阀7的阀芯向左运动,压差控制比例节流阀7的阀芯左侧安?#26696;?#20301;弹簧,该弹簧的预紧力使阀芯向?#20197;?#21160;。平衡状态下,弹簧的预紧力与单向节流阀二6的进出口压差所形成的等效推力大小相?#21462;?#26041;向相反。
平衡阀2先导控制压力来自液控变量马达的A路,此工况下,平衡阀2不起作用,压力油通过平衡阀内部单向阀直接进入液控变量马达的B路。
控制原理:绞盘卷径增大→负载扭矩增加→液控变量马达B路压力增大→单向节流阀二6出口压力加大→单向节流阀二6的进出口压差减少→压差控制比例节流阀7的阀口通流面积减少→液控变量马达的控制口1压力减少→液控变量马达的排量增大→液控变量马达B路压力减少→单向节流阀二6出口压力减少→单向节流阀二6的进出口压差增大。
由上述控制过程中油路中有关变量的变化趋势可以看出,该控制系统构成一个负反馈回路。通过合理设计压差控制比例节流阀7和固定阻尼器8的参数,可以保?#20540;?#21521;节流阀一3的进出口压差保持恒定。由于单向节流阀一3的流量Q和其进出口压差ΔP的关系符合如?#29575;?#23398;关系:
Q=cdA2ΔPρ]]>
式中Cd为流量系数,是常数,一般取0.64;为手动单向节流阀一3的阀口开度,可以手工调定,对特定工作过程而言是常数;ρ是油液密度,一般取870千克/立方米。
因此,流经单向节流阀一3的流量Q保持恒定。如果油源提供的压力PS保持恒定的话,液控变量马达两个工作油路的压差也会保持恒定。可知液控变量马达输出的功率也保持恒定。因此,在负载压力不变的情况下,负载速度也保持恒定,不随卷径的变化而变化。
综上所述,在牵引负载的工况下,图2所示的油路可以实现对负载的恒速恒拉力的控制目标。
当下放负载时:
主油路:
电磁换向阀9工作于左位。高压油经电磁换向阀9、单向节流阀一3、液控变量马达、平衡阀2、单向节流阀二6、电磁换向阀9回到油箱。
先?#21152;?#36335;:
液控变量马达的先导控制油路与上拉负载时相同。此时,单向节流阀一3的进出口压差Δp=p1-p2<0,故作用于压差控制比例节流阀7的阀芯?#31995;?#28082;压力和弹簧力方向均向右,则压差控制比例节流阀7始终处于关闭状态,液控变量马达的先导控制压力Px=0,液控变量马达的排量保持在最大状态。平衡阀2的先导控制压力来液压自变量马达的A路,此工况下,平衡阀2起作用,该阀起自动平衡重力的作用,使液控变量马达A路压力保持在设定值,液控变量马达在重力负载的作用?#29575;?#36895;,由平衡阀2和单向节流阀一3一起控制负载下放的速度。
制动
主油路:
电磁换向阀9工作于中位。其工作油口均与回油口相连,处于卸压状态。
先?#21152;?#36335;:
此时,单向节流阀二6的进出口压差Δp=p1-p2=0,故作用于压差控制比例节流阀7的阀芯在弹簧力的作用?#29575;?#32456;处于关闭状态,液控变量马达的先导控制压力为零,液控变量马达的排量保持在最大状态。平衡阀2的先导控制压力来自液控变量马达的A路,此工况下,该控制压力为零,平衡阀2关闭,液控变量马达处于制动状态。
如图3所示为本发明实施例2::所述卷径敏感系统包括连接油箱的电磁换向阀9,电磁换向阀9有A、B两路输出,A路由电磁换向阀9经单向节流阀一3连接到到液控变量马达中;B路由电磁换向阀9经单向节流阀二6连接到液控单向阀4,液控单向阀4连接到液控变量马达中,单向节流阀二6上还连有连接着固定阻尼器8的压差控制比例节流阀7,压差控制比例节流阀7另一端也连接到液控变量马达控制口1中,B路?#31995;?#28082;控单向阀4和A路电磁换向阀9与单向节流阀一3连接处连接。
当处于上拉负载时,主油路:
电磁换向阀9工作于右位。高压油经电磁换向阀9、单向节流阀二6、液控单向阀4、液控变量马达、单向节流阀一3、电磁换向阀9回到油箱。
先?#21152;?#36335;:
压差控制比例节流阀7与固定阻尼器8一起构成一个液压半桥,控制液控变量马达的控制口1压力。单向节流阀二6的入口压力作用于压差控制比例节流阀7的阀芯?#20063;?#25511;制腔面积,同时,单向节流阀二6的出口压力p2作用于压差控制比例节流阀(7)的阀芯左侧控制腔面积。单向节流阀二6的进出口压差Δp=p1-p2使压差控制比例节流阀7的阀芯向左运动,压差控制比例节流阀7的阀芯左侧安?#26696;?#20301;弹簧,该弹簧的预紧力使阀芯向?#20197;?#21160;。平衡状态下,弹簧的预紧力与单向节流阀二6的进出口压差所形成的等效推力大小相?#21462;?#26041;向相反。
液控单向阀4的先导控制压力来自电磁换向阀9的A路,此工况下,压力油按单向节流阀二6的正方向进入液控变量马达的B路,与其先导控制油压力无关。
下放负载
主油路:
电磁换向阀9工作于左位。
高压油经电磁换向阀9、单向节流阀一3、、液控单向阀4、单向节流阀二6、电磁换向阀9回到油箱。
先?#21152;?#36335;:
此时,单向节流阀二6的进出口压差Δp=p1-p2=0,故作用于压差控制比例节流阀7的阀芯?#31995;?#28082;压力和弹簧力方向均向右,则压差控制比例节流阀7始终处于关闭状态,液控变量马达的先导控制压力为零,液控变量马达的排量保持在最大状态。
液控单向阀4的先导控制压力来自电磁换向阀9的A路,此工况下,电磁换向阀A路压力通高压,强制使液控单向阀4处于开启状态,确保主油路导通。这样可以由机械制动器和单向节流阀一3一起控制负载的下放速度。
制动
主油路:
电磁换向阀9工作于中位。其工作油口均与回油口相连,处于卸压状态。
先?#21152;?#36335;:
此时,单向节流阀一3的进出口压差,故作用于压差控制比例节流阀7的阀芯在弹簧力的作用?#29575;?#32456;处于关闭状态,液控变量马达的先导控制压为零,液控变量马达的排量保持在最大状态。
此时液控单向阀4的先导控制压力来自电磁换向阀9的A路,此工况下,该控制压力为零,液控单向阀4关闭,液控变量马达处于制动状态。
如图4所示为本发明实施例3:所述卷径敏感系统包括连接油箱的电磁换向阀9,电磁换向阀9有A、B两路输出,A?#20998;?#25509;连接液控变量马达中,B路通过平衡阀2连接到液控变量马达中,油箱连入电磁换向阀处设有手动节流阀11,手动节流阀11与所述平衡阀2通过电磁换向阀9连接到压差控制节流阀7中
上拉负载
主油路:
此工况下,电磁换向阀9工作于右位。
高压油经单向节流阀11、电磁换向阀9、平衡换向阀3、液控变量马达、电磁换向阀9回到油箱。
先?#21152;?#36335;:
压差控制节流阀5与固定节流孔7一起构成一个液压半桥,控制液控变量马达的控制口1压力。手动节流阀11的入口压力作用于压差控制节流阀5的阀芯?#20063;?#25511;制腔面积,同时,手动节流阀11的出口压力作用于压差控制节流阀5的阀芯左侧控制腔面积。手动节流阀11的进出口压差使压差控制节流阀5的阀芯向左运动,压差控制节流阀5的阀芯左侧安?#26696;?#20301;弹簧,该弹簧的预紧力使阀芯向?#20197;?#21160;。平衡状态下,弹簧的预紧力与手动节流阀11的进出口压差所形成的等效推力大小相?#21462;?#26041;向相反。
平衡阀2先导控制压力来自液控变量马达的A路,此工况下,平衡阀2不起作用,压力油通过平衡阀内部单向阀直接进入液控变量马达的B路。
控制原理:绞盘卷径上升→负载扭矩上升→液控变量马达B路压力上升→手动节流阀11出口压力上升→手动节流阀11的进出口压差下降→压差控制节流阀5的阀口通流面积下降→液控变量马达的控制油口压力PX下降→液控变量马达的排量Vg上升→液控变量马达B路压力下降→手动节流阀11出口压力下降→手动节流阀11的进出口压差上升
当处于下放负载时,主油路:
电磁换向阀9工作于左位。高压油经手动节流阀11、电磁换向阀9、液控变量马达、平衡阀2、电磁换向阀9回到油箱。
先?#21152;?#36335;:
液控变量马达的先导控制油路与上拉负载时相同。
平衡阀2的先导控制压力来自液控变量马达的A口,此工况下,平衡阀起作用,该阀自动平衡重力的作用,使液控变量马达A口压力保持在设定值,避免液控变量马达在重力负载的作用?#29575;?#36895;。
此时由平衡阀2和手动节流阀11一起控制负载下放的速度。
制动时主油路:
电磁换向阀9工作于中位。其工作油口均与回油口相连,处于卸压状态。
先?#21152;?#36335;:
液控变量马达的先导控制油路与上拉负载时所述相同。此时,手动节流阀11的进出口压差,故作用于压差控制节流阀5的阀芯在弹簧力的作用?#29575;?#32456;处于关闭状态,液控变量马达的先导控制压力为零,液控变量马达的排量保持在最大状态。
平衡阀2的先导控制压力来自液控变量马达的A路,此工况下,该控制压力为零,平衡阀2关闭,液控变量马达处于制动状态。主要依靠平衡阀的关闭状态实现绞盘的制动。
自由回转
主油路:
电磁换向阀9工作于中位。其工作油口均与回油口相连,处于卸压状态。
先?#21152;?#36335;:
液控变量马达的先导控制油路与上拉负载时所述相同。此时,手动节流阀11的进出口压差,故作用于压差控制节流阀5的阀芯在弹簧力的作用?#29575;?#32456;处于关闭状态,液控变量马达的先导控制压力为零,液控变量马达的排量保持在最大状态。
平衡阀2的先导控制压力来自输入压力油口,此工况下,该控制压力为高压,平衡阀2被强制打开,液控变量马达处于自由回转状态。
通过先导高压强制平衡阀处于的打开状态,实现绞盘的自由回转功能。
如图5、6所示,是本发明实施例4。由于压差控制比例节流阀7的接入?#32478;?#26377;所不同,实施例4具体有两种安装?#32478;健?
上拉负载
如图5所示实施例4(1):
压差控制比例节流阀7与固定阻尼8一起构成一个B型液压半桥,控制变量马达的控制口1的压力。单向节流阀二6的入口压力作用于压差控制比例节流阀7的阀芯下侧控制腔面积,同时,单向节流阀二6的出口压力作用于压差控制比例节流阀7的阀芯上侧控制腔面积。压差控制比例节流阀7的阀芯上侧安装有复位弹簧,该弹簧具有使阀芯向下运动的预紧力。在此上拉负载工况下,单向节流阀二6的进出口压差>0作用在阀芯两端,产生使压差控制比例节流阀7的阀芯向上运动的推力,当压差控制比例节流阀7的阀芯达到平衡状态时,手动单向节流阀二6的进出口压差所形成的等效推力与弹簧的预紧力大小相?#21462;?#26041;向相反,从而控制压差控制比例节流阀7的阀口通流面积以控制其出口压力。
平衡阀2先导控制压力来自变量马达的A路,此工况下,平衡阀不起作用,压力油通过平衡阀内部单向阀直接进入变量马达的B路。
另一种连接?#32478;?#19979;,如图6所示实施例4(2):
压差控制比例节流阀7中的两个阀口一起构成一个A型液压半桥,从其第三个阀口引出先导控制油液,以控制变量马达的控制口1口的压力。单向节流阀二6的入口压力作用于压差控制比例节流阀7的阀芯?#20063;?#25511;制腔面积,同时,单向节流阀二6的出口压力作用于压差控制比例节流阀7的阀芯左侧控制腔面积。压差控制比例节流阀7的阀芯左侧安装有复位弹簧,该弹簧具有使阀芯向?#20197;?#21160;的预紧力。在此上拉负载工况下,单向节流阀二6的进出口压差>0作用在阀芯两端,产生使压差控制比例节流阀7的阀芯向左运动的推力,当压差控制比例节流阀7的阀芯达到平衡状态时,手动单向节流阀二6的进出口压差所形成的等效推力与弹簧的预紧力大小相?#21462;?#26041;向相反,从而控制压差控制比例节流阀7中两个阀口的通流面积以控制其出口压力。
平衡阀2先导控制压力来自变量马达的A路,此工况下,平衡阀不起作用,压力油通过平衡阀内部单向阀直接进入变量马达的B路。
控制原理:
如图5所示实施例4(1):
绞盘卷径增加→负载扭矩增加→变量马达B口压力增加→单向节流阀二6出口压力增加→单向节流阀二6的进出口压差下降→压差控制比例节流阀7的阀口通流面积增加→变量马达的控制油口压力PX下降→变量马达的排量Vg增加→变量马达B口压力下降→单向节流阀二6出口压力下降→单向节流阀二6的进出口压差增加。
如图6所示实施例4(2):
绞盘卷径增加→负载扭矩增加→变量马达B口压力增加→单向节流阀二6出口压力增加→单向节流阀二6的进出口压差下降→压差控制比例节流阀7的第一个阀口通流面积下降→变量马达的控制油口压力下降→变量马达的排量Vg增加→变量马达B口压力下降→单向节流阀二6出口压力下降→单向节流阀二6的进出口压差增加
由上述控制过程中油路中有关变量的变化趋势可以看出,该控制系统构成一个负反馈回路。通过分别合理设计图中压差控制比例节流阀7和固定阻尼8的参数,可以保?#20540;?#21521;节流阀二6的进出口压差ΔP保持恒定。由于单向节流阀二6的流量Q和其进出口压差ΔP的关系符合如?#29575;?#23398;关系:
Q=cdA2ΔPρ]]>
式中cd为流量系数,是常数,一般取0.75;为手动单向节流阀二6的阀口开度,可以手工调定,对特定工作过程而言是常数;是油液密度,一般取870千克/立方米。
因此,流经单向节流阀二6的流量Q保持恒定。如果油源提供的压力PS保持恒定的话,变量马达两个工作油口的压差也会保持恒定。由此可知变量马达输出的功率在上拉过程中保持恒定,在负载拉力不变的情况下,绞盘上拉线速度也保持恒定,不随卷径的变化而变化。
下放负载时,
主油路:
如图5所示实施例4(1):
电磁换向阀9工作于左位。
高压油经电磁换向阀9、单向节流阀一3、变量马达、平衡阀2、单向节流阀二6、电磁换向阀9回到油箱。
如图6所示实施例4(2):
电磁换向阀9工作于左位。
高压油经电磁换向阀9、单向节流阀一3、变量马达、平衡阀2、单向节流阀二6、电磁换向阀9回到油箱。
先?#21152;?#36335;:
如图5所示实施例4(1):
变量马达的先导控制油路与上拉负载时相同,此时,单向节流阀二6的进出口压差Δp=p1-p2=0,故作用于压差控制比例节流阀7的阀芯在弹簧力的作用?#29575;?#32456;处于导通状态,变量马达的先导控制压力为零,变量马达的排量保持在最大状态。
平衡阀2的先导控制压力来自变量马达的A路,此工况下,平衡阀2起作用,该阀自动平衡重力的作用,使变量马达A路压力保持在设定值,避免变量马达在重力负载的作用?#29575;?#36895;。即由平衡阀2控制负载下放的速度。
如图6所示实施例4(2):
变量马达的先导控制油路与上拉负载时相同,此时,单向节流阀二6的进出口压差,故作用于压差控制比例节流阀7的阀芯在弹簧力的作用?#29575;?#32456;处于关闭状态,变量马达的先导控制压力为零,变量马达的排量保持在最大状态。
平衡阀2的先导控制压力来自变量马达的A路,此工况下,平衡阀2起作用,该阀自动平衡重力的作用,使变量马达A路压力保持在设定值,避免变量马达在重力负载的作用?#29575;?#36895;。即由平衡阀2控制负载下放的速度。制动时,
如图5所示实施例4(1):
主油路:
电磁换向阀9工作于中位。其工作油口均与回油口相连,处于卸压状态。先?#21152;?#36335;:
变量马达的先导控制油路与上拉负载时所述相同。此时,单向节流阀二6的进出口压差,故作用于压差控制比例节流阀7的阀芯在弹簧力的作用?#29575;?#32456;处于导通状态,变量马达的先导控制压力为零,变量马达的排量保持在最大状态。
平衡阀2的先导控制压力来自变量马达的A口,此工况下,该控制压力为零,平衡阀2关闭,变量马达处于制动状态。
主要依靠平衡阀的关闭状态实现绞盘的制动。
如图6所示实施例4(2):
电磁换向阀9工作于中位。其工作油口均与回油口相连,处于卸压状态。先?#21152;?#36335;:
变量马达的先导控制油路与上拉负载时所述相同。此时,单向节流阀二6的进出口压差,故作用于压差控制比例节流阀7的阀芯在弹簧力的作用?#29575;?#32456;处于关闭状态,变量马达的先导控制压力为零,变量马达的排量保持在最大状态。
平衡阀2的先导控制压力来自变量马达的A口,此工况下,该控制压力为零,平衡阀2关闭,变量马达处于制动状态。
主要依靠平衡阀的关闭状态实现绞盘的制动。
以上所述的油路均整合在油路板上,以便于安装和维修。
采用本发明后,整个绞盘的性能得以提高,具体如下:
采用28ml/r变排量液压马达时绞盘的工作参数
  名称  取值  单位  压力  12  MPa  流量  38.6  L/min  传动比  147  NULL  最大负载扭矩  4618  Nm  最大马达扭矩  39.3  Nm  额定拉力  5448  Kg  上拉速度  5  m/min  总效率  0.7  null
由此可见70%的效率是非常高的,同时还能保证一个稳定的上拉速度,这是现有?#38469;?#30340;绞盘在同等成本的情况下做不到的。
和现有?#38469;?#30340;绞盘性能比较如下:(以同拉力2000磅的情况作比较)
现有?#38469;?#32478;盘?#38469;?#21442;数:
  拉力  (磅)  线速度  (M/min)  排量  (ml/r)  流量  (L/min)  压力差  (MPa)  输入功  率(kw)  动能利  用率  第一层  2000  11  80  60  2.2  2.1  60%  第二层  2000  13.4  80  60  2.7  2.6  74%  第三层  2000  15.8  80  60  3.2  3.1  86%  第四层  2000  18.2  80  60  3.7  3.6  100%
本发明的?#38469;?#21442;数
  拉力  (磅)  线速度  (M/min)  排量  (ml/r)  流量  (L/min)  压力差  (MPa)  输入功  率(kw)  动能利  用率  第一层  2000  24  8.9  60  5  4.9  100%  第二层  2000  24  10.6  60  5  4.9  100%  第三层  2000  24  12.7  60  5  4.9  100%  第四层  2000  24  14.8  60  5  4.9  100%
由此可见:
1.采用本发明的绞盘在输入流量和压力恒定的情况下能自动调节保持各层拉力和线速度不变。而现有?#38469;?#32478;盘不能自动调节保持各层拉力和线速度不变。
2.在输入流量和压力恒定的情况下,且拉力恒定的情况下,现有?#38469;?#32478;盘在第一层动力源用量率65%.第二层76%,第三层88%,第四层100%。而本发明中各层的动力源用量率均100%。
3.用双速绞盘的高速档可以在轻载时提高绞盘的线速度,本发明绞盘在系统最大流量和马达最小排量时线速度可达24m/min。而现有?#38469;?#32478;盘在系统最大流量时第四层线速度只能达到18m/min。
综上,可知采用本发明卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘及其控制方法,能自动地保持绞盘各层的拉力和线速度不变,在液压动力源的输出流量恒定不变的前提下动力源用量率高,在系统流量不变的情况下,当拉力减小时线速度则增加,在第一层系统压力不变的情况下加大马达排量来提高绞盘拉力。尤其适用于在绞盘运转的全过程中马达的输出转矩在变化,而对绞盘在各层的拉力和线速度要求恒定的场合。
本发明所当液压源实际输出拉力比额定拉力更高时,绞盘能够提供比设计值更高的速度或更大的拉力;当实际负载拉力低于额定拉力时,绞盘可提供该负载状况下安全运行条件下最快的速度。在输入流量和压力恒定的情况下能自动调节保持各层拉力和线速度不变,?#20197;?#21508;层的动力源用量率均为100%在大流量小排量的情况下绞盘线速度比现有?#38469;?#30340;绞盘高50%。

关于本文
本文标题:卷径敏感恒速恒拉力液压绞盘及其控制方法.pdf
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