一种基于高速开关阀的液压增压系统.docx

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一种基于高速开关阀的液压增压系统

外文翻译

设（论文）题目基于高速开关阀的液压增压系统

学院名称机械与汽车工程学院

专业（班级）机械设计制造及其自动化12-4班

姓名（学号）邓矗岭2012210393

指导教师赵小勇

系（教研室）负责人

一种基于高速开关阀的液压增压系统

摘要：

本文将研究一种新型的利用高速开关阀的液压增压系统。

这种液压增压系统类似于电力电子学中的升压转换器。

高压是通过高速开关阀来制动一个带有惯性飞轮的液压马达来获得的，并通过马达输出端的一个液压电容器组来稳定。

这种增压系统的稳态和波动特点正处于研究中。

研究表明：

输出压力总会高于系统压力，并且会随着供应到高速开关阀的脉冲宽频调制的占空率增长而增长。

研究同时表明：

输出压力的波动情况很大部分受到脉冲宽频调制信号的频率和油室体积的影响。

这一液压增压系统已经经过构建和测试了。

在脉冲宽频信号占空率为0.7的情况下，它成功的将系统压力从50bar增到116bar。

这一实验的成功带来了一种新的增压方式。

索引词：

液压增压系统、液压转换器、高速开关阀、转换液压系统

引言：

由于它们的大功率密度、高密实度和易于控制的特点，液压系统广泛地运用于建筑和农业机械中。

液压系统的大功率密度来源于它的高压，相对于电力系统这意味着它可以以一种相对较小的驱动器来产生高的能量或者转矩。

在某些情况下，增加系统压力宜用来进行重型工作。

但是，原动机功率或者泵的压力等级会限制系统压力。

因此，这种液压增压器就应运而生了。

一个液压增压器或者一个压力增强器是一种增大系统可用压力来执行要求更高压力工作的设备。

它可以产生币系统压力更高的输出压强但是不能增大功率。

除了杆没有延伸到外部以外，一个简单的液压增压器是一个有着同样内部结构的液压气缸。

由于活塞的力平衡，可以通过使用一种更小的活动区域来获得更高的输出压力。

这种增压器在一些应用方面如夹紧工具、注塑机、液压站等已经商业化。

但是，由于活塞区域是固定的，这种压力转换率（被定义为进出口压力之间的比率）是恒定的。

另一种液压增压器是液压转换器。

一个传统的液压转换器包含了机械耦合在一起的一个固定的和一个可变的位移单元，固定单元接在轨道处，可变单元接在负载处。

这两个单元要么处于泵模式要么处于马达模式。

由于轴转矩平衡，负载压力可以通过改变可变单元的位移来调节。

比轨压更高的负载压力可以通过使用一个更小的可变单元和一个更大的固定单元来获得。

这种液压转换器的压力转换率可以持续地调节。

一种新的液压转换器最近已经被荷兰公司InnasBV研制出来，被叫做innas液压转换器--（IHT）IHT的原理与传统的液压转换器相同，但是结构却相差很大。

它仅有一个活塞单元但是却有三个分别连接在油路、油箱和负载处的出口。

它更为简单而轻便。

IHT和标准活塞单元之间的差别在于配流盘的设计。

这种压力转换率可以通过在一个有限的角度内旋转配流盘调节。

另一种增压方式是使用基于转换技术的高速开关阀，由于它已经被运用在气动系统多年但是直到最近才运用到液压系统上来，Scheudl提出了两种液压开关转换器，一种是波形变换器，一种是谐振变换器。

波行变换器是一种降压变换器，而谐振变换器则是一种包含一个开关阀、一个弹簧加载的气缸和一个蓄能器的增压变换器。

汽缸内腔交替连接到压力油、油箱和消耗路上。

谐振变换器控制着流至基本不依赖于压强的油路的平均流量。

它能产生超过供应压强的压强。

在Scheidl的液压转换器中，输油管中液体的惯性被用作液压电感。

在转换器中采用液压马达作为电感器是由Dantlgraber首次提出的。

GU提出了一种开关式液压电源供应的方式，它模仿了电路中开关式电源的原理。

它使用了一种带有飞轮的液压马达作为电感元件。

使用液压元件来替代开关式电源供应中的电路元件，有两种开关式液压电源供应方式:

一种是降压式液压电源供应，一种是增压式电源供应。

本文研究的液压增压式系统是一种增压式增压开关式电源供应。

在两个方面它不同于Scheidl的谐振转换器。

在谐振转换器中，采用一种弹簧负载的气缸来产生高的压强，通常使用强度较高的弹簧，尽管在液压增压系统中，高的压强是通过制动一个带有飞轮的液压马达。

而且，在谐振转换器中，并没有采用蓄能器，而是用一个油箱来维持液压增压系统中的高压。

使用油箱作为液压容器的好处在于油箱的容积是有油箱的体积所决定的，并且不会随着工作压力而变化。

尽管蓄能器的容量是随工作压力所决定的。

液压增压转换器和减压转换器为常见的油路系统提供了一个很有前景的解决方案。

比如液压变压器。

在CPR系统中，所有的制动器被接到CPR中，并且通过这样一种方式空着液压电源供应，那么油路压力可以保持恒定。

由于在油轨和每一个制动器之间存在着增压和减压转换器，油轨压力可以单独地根据所需负载压强而转变。

由于压力转换器是基于高速开关阀的，那么在节流系统中就不会有严重的节流损耗了。

不像是在负载感应系统，在这种系统中，只有最高的负载压力才会被感应到，并且系统压力只会稍微的高于最高负载压力。

压力转换器可以将系统压力转变成每个制动器所需的压强。

者减少了负载感应系统中经过节流阀或者是流量控制阀中的节流损失。

液压增压系统

A.系统概述

开关式增压转换器的原理图如下，它包含了一个高速开关、电感器、二极管、电容器和电阻。

随着开关迅速开启，可以获得比源电压更高的输出电压，此时高输出电压便由电容器维持。

用单向阀来代替电容元件。

Fig.1.开关式增压系统的原理图（Vi—电源

Vo—输出电压,L—电感,S—开关,D—二极管,C—电容器

基于高速开关阀的液压增压系统与开关式增压转换器相似。

使用高速开关阀来替代开关，用带有飞轮的液压马达来替代电感器。

用单向阀来代替二极管，油箱来替代电容器，液压增压系统如Fig2图所示。

节流阀使用在系统负载中。

高速开关阀由可调节占空比和频率的脉宽调制信号所控制。

Fig.2.基于高速阀的液压增压系统（1—压力线,2—槽路传输线,3—液压马达4—飞轮,5—高速开关阀,6—单向阀,7—油箱r,8—节流阀）.

比如说电感器，它储存的是由电流通过它时产生的磁场中的能量。

带有飞轮的液压马达是一中液压电感器，他储存的是飞轮通过马达产生的能量。

而不是使用蓄能器，油箱是用来作为液压电容器。

由于油箱的容量不会随着工作点而变化，但是蓄能器却会随着变化。

根据马达状态，在一个脉宽调制时间段内，液压增压系统的工作过程可以分为两步：

储能阶段和制动阶段，如FIg.3所示。

开关室是在液压马达、高速开关阀、单向阀间的油室。

Fig.3.液压增压系统的工作过程（a）储能阶段（b）制动阶段

在储能阶段，高速开关阀在频宽脉冲信号的控制下打开。

开关室压力快速下降到油室压强。

马达在系统压力下启动。

液压能将通过马达转换成机械能，并储存在飞轮中。

同时，当负载压力高于高于油室压力时，单向阀将关闭。

所有通过马达的油都将流回油室，但不会流过单向阀。

负载油将由油室供应，在这一阶段，油室将处于放油状态，放油后，负载压强将降低。

在制动阶段，在PWM信号的控制下，高速开关阀将关闭。

由于飞轮惯性，马达旋转速度和流量将不会有显著改变。

此时，储存在飞轮中的能量将通过马达释放到油路中。

所有通过马达的油都将流向单向阀，然后被分配到节流阀和油室中。

油室受压负载压力将升高。

B.稳态特征

在Fig.2图所示的增压系统中，开关室在系统设计中扮演了一个非常重要的角色。

通过减小油室体积，开关室中的压强转换时间可以被缩短。

当高速开关阀开启时，开关室压强将会降到油室压强。

总的转换时间包括了阀门开关时间和油室压强转换时间。

阀门开关时间由阀门自身特点所决定，而油室压强转换时间则由油室体积所决定。

油室应当设计得尽可能小，从而使得油室压强在开关时转变足够的快。

在增压系统的实验台上，阀门开关时间只要4毫秒。

假设流经油室的流量为4.5L每分钟，那么油体积的弹性模量就是17000bar，开关室的体积就是15.7毫升，油室压强从80降至0bar的压强转换时间就只要1毫秒。

因此，总共的转换时间就是5毫秒。

当PWM信号的平路是10赫兹，占空比是百分之五十时，储能时间就是50毫秒，这比总的转换时间长了很多。

因此，在下面的分析中，开关室中总的转换时间就可以忽略不计，这意味着在稳态分析中，阀和油室动力都被忽略不计了。

波的传播对采用流体惯性作为电感器的液压开关转换器有很大的影响。

但是，在本文研究的增压系统中，液压感应器来自飞轮的惯性。

管道应当设计得足够的短从而能够最大限度的减少管道的影响。

由于流体惯性产生的电感因此比飞轮的更小。

因此流体惯性在分析中可以忽略不计。

忽略掉经过开关阀和单向阀的压降，假设油箱压强为0，一个PWM时间段内的开关室压强可以通过如下表达：

在上式中，pc是开关室压强，pl是负载压强，T是PWM信号周期，D是PWM信号占空比。

开关室压强被设定为典型PWM信号，只有当马达在整个开关时间段内持续旋转并且在此之间不停歇才是真实的。

在一个有着小的马达惯性，低的占空比和低的开关频率的液压增压系统中，在开关期间，马达也许会停止，由于惯性小、负载压强高，它会减速的更快。

较长的减速时间可以使马达逐渐停止。

但是，这种操作模式电路系统中并不会发生，因为使用了一个大惯性飞轮，马达将会以一个小的速度波动继续旋转。

这就是为什么可以在分析中采取假设的原因。

开关室压强会随着PWM信号在相同时间段内改变：

开关室压强的拉普拉斯转换式为：

根据终值定理：

当s趋向于0时，（4）式中的指数形式就是线性形式的：

因此，（4）式可以简化为：

则等价的开关室压强为：

式中pc就是等价的开关室压强。

由于在阀门开关时，大多数变量都会发生波动，因此下列所有变量表示的都是它们的平均值。

通过马达时的压降是为了克服粘性摩擦，将马达的机械效率考虑进去的话，马达的稳态方程为：

上式中PS是系统压强，Dm是马达排量，Bm是粘性摩擦系数，Wm是马达旋转速度，Nm是一个在一个脉宽屏信号时间内的马达机械效率。

根据上面所提及的式子，因此负载压强可以表示为：

等式（10）中稳态方程是液压增压系统的。

它表明不同的负载压强可以通过改变供应到高速开关阀中的PWM信号的占空比来实现。

为了估计负载压强，（10）式做了简化，当马达粘性摩擦系数相对较低时，与系统压力相比，通过马达时的压降就可以忽略不计。

因此负载压强的估计值为：

上式表明，当系统占空比低于100%时，负载压强总是高于系统压强，这意味着，系统压强得到了增高。

负载压强会随着PWM信号的占空比而增加但是是非线性化的关系。

由于马达粘性摩擦在（12）式中忽略不计，所以（12）式中估计的负载值就会高于（10）式所计算的值。

C.波动特性

由于油箱中的进油与出油，负载压强就会存在波动。

由于马达定期的加速与减速，马大速度也会存在波动。

波动特性是开关室液压系统中的一个内在特性。

（1）负载压强波动：

油箱中油的压缩与扩张必然导致负载压强的波动。

在一个PWM信号时间段内，通过单向阀的流量可以表达为：

上式中Qc是通过单向阀的流量，Qm是马达流量。

当高速开关阀关闭时，油就会通马达流至单向阀，并分配到负载与油箱中。

进油时油箱的流量为：

式中Qa1是进油时油箱流量，Ql是负载流量。

假设在进油期间进口流量是恒定的，那么进油时油箱体积为：

上式中Qa2值得油箱的出口流量：

出口流量和负载流量相等。

由上述式子，负载流量为：

由此表明，当占空比小于100%时，负载流量是小于马达流量的。

马达流量是系统的进口流量。

这意味着为了获得一个高于系统压强的高负载压强，系统需要提供比负载所需更多的流量。

出口的高压强通过消耗更多的进口流量而获得。

当油箱处于进油状态时，压缩油的连续性方程为：

上式中V0指邮箱体积，Eh为油的体积弹性模量。

在放油阶段，负载压强的改变是线性化的：

上式中Pl是负载压强波动量。

根据（14）和（18）式，进油时流量为：

因此，负载压强可以由下式表示：

上式表明，负载压强与负载流量和PWM信号的占空比是成比例的，并且与PWM信号频率和油箱容积成反比。

可以通过增加PWM信号频率或者油箱体积来减少负载压强波动。

（2）液压马达的旋转速度波动量：

由于阀门开关时，马达会定期地出现加速与减速，所以马达速度波动就会存在，由于不同的通过马达时的压强，马达在加减速时的机械效率也会随之不同。

在接下来的研究中，为了简化马达机械效率忽略不计。

这种简化带来的影响之前已经讨论过了。

当高速开关福开启时，马达的动力表达式为：

上式中Jm指的是飞轮和马达总的惯性。

根据前面提及的式子，可以得到马达的旋转速度

式中Wm是加速过程中的马达速度.C1是加速系数。

忽略掉阀门开关时间和开关油室压强变化时间，马达在加速过程中的开始于结束时的旋转速度可以由下式表示：

式中wm+（0）位加速开始时的马达旋转速度，wm+（DT）为加速结束时的马达旋转速度。

忽略通过单向阀时的压降，当高速开关阀关闭时，马达的动力表达式为：

同样的，马达旋转速度为：

上式中Wm-为马达加速过程中的旋转速度,C2为减速系数。

忽略掉阀门开关时间和开关有时候压强转换时间，马达在减速开始和结束时的旋转速度可以由下式表示：

上式中Wm-（DT）为马达在减速开始的旋转速度，Wm-（T）为马达在减速结束时的马达旋转速度。

由于旋转速度的连续性，马达旋转速度在加速过程的结束时与减速过程的开始时的速度是一样的：

马达旋转速度稳定的前提条件是马达旋转速度在一个PWM信号的周期内速度增加为0：

根据上述式子，可以计算加速系数和减速系数：

马达速度波动可以表示为加速过程中旋转速度的增加和减速过程中的降低：

上式中wm是马达的旋转速度波动。

因此马达旋转速度可以由下式表示：

当PWM信号频率较高时，意味着T趋向于0，（36）式中的指数形式就是线性化的

在稳态研究中，负载压强可以由下式估计：

因此，马达旋转速度波动量可以由下式估计：

上式表明：

马达旋转速度波动量与PWM信号占空比是成比例的，并且与飞轮惯性和PWM信号频率成反比。

增加飞轮惯性或者剑侠PWM信号频率可以减少马达旋转速度波动量。

仿真结果

A.仿真模型

为了研究增压系统的稳态和波动特性，Fig。

4图中的AMEsim建立了一个仿真模型。

为了避免压强干扰，系统有两种单独的油路，分别是控制油路和主油路。

Fig.4.基于高速开关阀的液压增压系统原理图

控制压强和系统压强通过它们自己的安全阀来单独设定。

仿真模型的原理图和试验台的相同，为了比较仿真结果和测试结果，仿真参数由试验台获取，

为了获得大流量，高速开关阀有两个步骤。

第一阶段（导向阶段）是一个三向两通带有高的自有频率和小流量的高速开关阀，实验阀由PWM信号控制。

第二阶段（主要阶段）是一个大流量的提升阀。

提升阀的弹簧腔压强由导向阀控制以便提升阀可以全液压控制。

单向阀也是一个带有同样结构的提升阀，正如高速开关阀的主要阶段。

通过将弹簧腔和出口相连接，它也扮演了一个单向阀的角色。

为了操纵高速开关阀的主要阶段，控制压强比系统压强高得多。

Fig.5.PWM占空比为0.5时马达的旋转速度

Fig.6.占空比为0.5时的马达流速

高的控制压强是为了确保当负载压强过高时，提升阀可以被牢固地关闭。

提升阀进口腔的参数略小于控制腔。

控制腔的压力需要克服进油室的高负载压力以便提升阀的可以关闭。

当PWM信号的占空比很高时，这是非常重要的，由于负载压强随着占空比增加。

在仿真模型中，高速开关阀的主阶段和单向阀使用了AMESim中的液压元件设计库。

其他的液压元件如泵、马达、安全阀、节流阀和管路使用了标准液压库。

为了反映系统中的压强动力，模型中包含了一下油腔，如开关腔和提升阀弹簧腔。

为了简化仿真模型，仿真中采用了一个恒定机械和体积效率的定排量马达。

B.稳态仿真

在稳态仿真中，系统压强设定为50bar。

PWM信号占空比设定为50%。

PWM信号频率为10HZ。

当占空比从0%到50%时，马达旋转速度改变如Fig.5图所示。

这表明由于大飞轮惯性马达达到它的稳态速度需要大约6秒钟。

当PWM信号占空比为0.5时，马达流量如Fig。

6图所示。

它会随着马达速度缓慢增加。

Fig.7.CheckvalveflowrateatthePWMsignaldutyratioof0.5.

Fig.8.OilchamberflowrateatthePWMsignaldutyratioof0.5.

Fig.9.LoadflowrateatthePWMsignaldutyratioofD=0.5.

在PWM信号供应到2秒后，波动就会发生。

当PW买新号占空比为0.5时，油腔中流量如Fig.7图所示。

这表明当高速开关阀开关时，通过单向阀的流量就会在0和马达流量间转换。

当PWM信号占空比为0.5时油腔流量如Fig.8图所示。

正的流量指的是油腔处于进油状态，负值流量指的是油腔处于放油状态。

PWM信号占空比为0,.5时负载流量如Fig.9所示。

尽管通过单向阀的流量会在0和马达流量之间转化，负载流量是通过油腔稳定的。

当高速开关阀关闭时，油室流量为正值，这意味着油室处于进油状态，当高速开关阀开启时，油室流量为负值，这意味着油室处于放油状态。

不管高速开关阀的状态如何，通过单向阀的流量总是油腔流量和负载流量的总和。

这种情况下，负载流量可以是连续性的。

在PWM信号占空比为0.5时系统压强如Fig.10。

所示，系统压强稳定在50bar，它不受阀门开关的影响，因为马达把它和开关腔隔离开来。

负载压强如图Fig.11所示。

尽管有一些波动，但负载压强还是稳定在80bar作业。

负载压强高于系统压强。

这意味着系统压强被成功增高了。

但是，根据（12）仿真所得负载压强是低于所估计的负载压强的，估计值为100bar。

这是正确的，因为（12）图中忽略了马达粘性摩擦。

开关室压强如Fig.12图所示。

开关室压强在油箱压强和负载压强间变化。

C.波动仿真

在波动仿真中，PWM信号占空比保持0.5不变，而研究负载压强在不同油腔体积和PWM信号频率下的变化情况。

负载压强在不同油腔体积下的变化情况如图Fig.13所示。

当油腔体积从2.36降至1.181时，负载压强波动量就会从13bar增至23bar。

这与分析结果相一致，分析结果表明负载压强波动量与油室体积成反比关系。

Fig.12.SwitchingchamberpressureatthePWMsignaldutyratioof0.5.

Fig.13.Loadpressuresatdifferentoilchambervolumes

Fig.14.LoadpressuresatdifferentPWMsignalfrequencies.

负载压强在不同PWM信号频率下的情况如Fig。

14图所示，当PWM信号频率从10HZ降至5HZ时，负载压强波动量会从13bar增高至29bar。

这也与分析结果相符合，分析结果认为负载压强波动量与PWM新好漂亮成反比。

D.连续性压强转变

在连续性压强转变仿真过程中，负载压强在不同PWM信号占空比下的情况通过Fig.15图模拟出来。

仿真参数和稳态仿真中的参数一样。

不同占空比下的负载压强都高于系统压强，这也表明负载压强随着占空比的增加而非线性地增加。

实验结果

A.试验台

液压增压系统的试验台原理图如Fig.16图所示。

串联泵为齿轮泵，有着更高的泵排量25ml/rev和更小的泵排量10ml/rev，两种的泵都有一个最大压强为200bar。

试验台上的液压马达是一个弯轴的活塞马达，其排量为12ml/rev。

飞轮是耦合到马达轴上的，它是一个直径为240毫米，高度为120毫米的圆柱块。

飞轮和马达的总惯性为0.324kg.m2.。

液压马达、高速开关阀和单向阀之间的开关室容积为15.7ml。

安全阀被安装在马达出口以限制其最大压强。

Fig.17.Testbenchofthehydraulicpressure-boostsystem.

Fig.18.PWMsignaldutyratiochangeinthetest.

为了获得大流量，，高速开关阀有两个步骤，第一步是一个三向两通的NACHI公司的高速开关阀，其最大压强为170bar，最大流量为8L/min。

高速开关阀的开关时间大约为4秒。

第二阶段是一个拥有大流量的提升阀。

提升阀的弹簧腔压强由先导阀控制以便提升阀可以全由液压系统控制。

高速开关阀的先导阀由PWM信号所控制。

单向阀也是一个拥有同样结构的提升阀。

两种阀的参数如Table.1所示。

根据Section3所讨论的，仿真参数取自试验台，因此试验台数据和仿真参数相一致。

增压系统的试验台如Fig.17所示。

B.实验结果

实验是在不同的PWM信号占空比下所做的。

系统压强设定为50bar。

PWM信号频率为10Hz。

占空比从0.2逐渐调至0.7，都有特定的时间间隔.PWM信号占空比的改变如图Fig。

18所示。

当占空比为0.2和0.7时持续时间为30秒，当占空比为0.3、0.4、0.5、0.6时持续时间为20秒。

在不同PWM信号占空比下的系统压强如图Fig.19所示。

尽管占空比发生了改变，但系统压强还是稳定在50bar左右。

它不受阀门开关的影响，因为马达已经它与开关腔隔离开来。

当PWM信号占空比高于0.6时，系统压强会发生稍许降低。

不同PWM信号占空比下的负载压强如图Fig.20所示。

负载压强在占空比为0.2时大约和系统压强相同。

随着占空比增加，系统压强也会增高。

由于大飞轮的惯性，负载压强达到它的心的稳态需要几秒的时间，当PWM信号占空比发生改变时。

尽管负载压强会有波动，但是负载压强在占空比为0.7时达到了116bar，这比系统压强高出了两倍。

负载压强随着占空比的增加而增加。

不同PWM信号占空比下的马达旋转速度如Fig.21所示马达旋转速度会随着系统占空比增加而增加，随着占空比的增加，一个PWM信号周期内的储能时间就会增加。

马达加速时间变得更长，更多的液压能转变为飞轮的动能，因此马达旋转速度增加。

Fig.22.LoadpressurefluctuationatdifferentPWMsignaldutyratios

TABLEII

TESTED,SIMULATED,ANDESTIMATEDLOADPRESSURESATDIFFERENTPWM

SIGNALDUTYRATIOS（UNIT:

BAR）

Fig.23.Tested,simulated,andestimatedloadpressuresatdifferentPWM

signaldutyratios.

负载压强在不同信号下的占空比如Fig.22图所示。

负载压强波动量会随着占空比的增加而增加。

根据（22）负载压强波动量由与占空比和负载流量成比例关系。

当占空比增加时，负载压强和负载流量都会增加。

负载压强波动量不仅是因为占空比的增加还因为负载流量的增加。

不同PWM信号占空比下的测试、模拟和估计负载压强如Table2所示。

估计的负载压强是用（12）式中计算出来的，在这个式子中马达粘性摩擦忽略不计。

这就是为什么估计的负载值高于模拟至和测试值的原因。

在更高的占空比下，估计值、模拟值和实验值的差异变得更大。

这不仅是因为马达旋转速度增加了，