基于AMESim的液压模式冲压空气涡轮系统仿真研究

冲压空气涡轮系统(Ram Air Turbine, RAT)是飞机应急能源系统，紧急情况下为飞机提供应急能源，用于飞机的操控。在分析涡轮调速机构原理基础上，建立了涡轮部件调速机构的动力学方程，并在AMESim中建立了涡轮部件仿真模型。分析了RAT液压泵的原理，结合柱塞液压泵调压、卸荷原理，建立了RAT液压泵的动力学方程，并在AMESim中建立RAT液压泵仿真模型。在涡轮部件和RAT液压泵模块基础上，建立液压模式RAT系统仿真模型，分析了液压模式RAT的性能，为液压模式RAT的设计和分析提供了一种方法。     

卸荷溢流阀结构改进及稳定性试验

液压系统中卸荷溢流阀运用较为广泛,多运用于带蓄能器的液压系统或者高低压组合的双泵液压系统,主要作用为节约能耗,降低液压泵的磨损,提高液压泵的使用寿命。在常规液压系统中,卸荷溢流阀往往长时间处于卸荷状态,卸荷加载频率较低,导阀内部柱塞与滑阀的冲击小。在混凝土泵车液压系统中,摆动缸加载卸荷频率较高,导阀内部滑阀与柱塞冲击较大。BUCG06卸荷溢流阀由于受到导阀结构的限制,不能满足该工况。该文通过对导阀内部结构进行改进,以提高卸荷溢流阀在高频率加载卸荷时的压力稳定性。     

变流量轴向柱塞泵恒压阀性能优化

变流量轴向柱塞泵输出压力的稳定性是衡量性能的重要指标,恒压阀性能对压力稳定有很大影响。利用AMESim建立变流量轴向柱塞泵模型,设置恒压阀不同高压弹簧刚度和回位弹簧刚度进行仿真分析,以变流量轴向柱塞泵输出压力波动幅度和压力降低值为参考,仿真分析发现此工况下高压弹簧刚度为350 N/mm、回位弹簧刚度为10 N/mm时变流量轴向柱塞泵输出压力最稳定;计算控制阀滑阀副不同间隙对应摩擦力并进行仿真分析,发现在控制阀阀芯两端直径差值为4μm、控制阀阀芯和阀套平均间隙为13μm、泄漏间隙为15μm时,泵输出压力整体最稳定;控制阀阀芯开口为正开口时,能提高负载减小后的压力值,阀芯开口为0.03 mm时,泵输出压力更稳定。     

全动力液压制动系统常见故障的排除

全动力液压制动系统包括充液阀、脚制动阀、紧急制动阀、压力开关、溢流阀和液压蓄能器等（见附图）。其中的关键元件是充液阀和脚制动阀,下面就这两种阀的常见故障作简要分析并介绍其排除方法。液压泵通过充液阀给蓄能器充满油液,由于充液阀的压力设定为12.8～15.9MPa,故当蓄能器的压力达到15.9MPa时,充液阀即停止充液,液压油全部旁通到其他的回路（或     

增压器旁通阀动态设置方法的研究

通过对涡轮增压器旁通阀预紧力设置状态的受力分析,得出了基于压力位移数据进行预紧力动态设置的方法。提出了采用曲率计算的方法对压力位移数据进行分段,并确定线性数据的区间,采用最小二乘方法对该区间的数据进行拟合,得到旁通阀预紧力动态设置的位移方程。最终在给定位移的情况下,得到预紧力所需的设置压力,从而完成增压器旁通阀的动态设置。     

液压系统卸荷回路的设计与分析

液压系统的执行元件在工作周期的间歇时间内不需要输入液压能,卸荷回路的作用是在液压泵驱动电机不频繁启闭的情况下,使液压泵以较小的功率运转。针对不同类型液压泵的特点合理设计卸荷回路,可大大减小系统功率损耗、降低发热量、延长泵和电动机的寿命。泵的输出功率为:Pp=PR×qP由上式可知,卸荷回路通过使输出压力PR或输出流量qP尽量接近零,实现尽可能小的卸荷功率。本文将分析各科类型液压泵并提出其卸荷回路的设计。由于本文侧重对回路特性的讨论,系统中原动机、液压泵、执行元件的效率及管路损失对回路的特性影响不大,故忽略上述因素。本文中提及的变量泵均以A10VSO系列为例。定量泵的卸荷在电动机转速一定的情况下,定量泵输出流量qP为定值。因此定量泵系统只能实现压力卸荷,即泵低压、全流量运转。     

汽车起重机电液流量匹配系统非线性特性研究

针对汽车起重机变转速电液流量匹配系统液压泵流量非线性和非线性负载扰动问题,提出了一种基于先验数据的液压泵流量非线性映射模型。首先,搭建了电机、定量泵和液压缸的数学模型;其次,通过实验测得了液压泵压力、转速与容积效率的关系,拟合出了容积效率云图,构建了泵的流量非线性映射模型;最后,以变幅机构为分析对象,利用AMESim软件搭建了系统仿真模型,进行了液压泵的流量非线性和非线性负载扰动在流量补偿前后的对比仿真分析。研究结果表明：在液压泵流量非线性映射模型的补偿作用下,系统能够对电机转速进行补偿,使液压泵的输出流量不随负载压力的变化而变化,当负载出现25 kN、50 kN和75 kN阶跃波动时,最大流量波动幅值分别减小52.1%、47.9%和43.5%,验证了所提出的流量非线性模型的有效性,提升了变幅伸缩机构的控制精度和运动平稳性。     

如何选择节能型工业压缩空气系统 （九）

压缩机配有控制系统,该系统由控制板、压力传感器和控制压缩空气流量的装置（如阀控制器、进气控制阀和排气旁通阀）组成。 一条急剧倾斜的性能曲线通常对压缩空气系统的性能将产生很大的变化。不管怎样,根据系统流量要求,压缩机将运行在特性曲线上的各个点。由于空气系统一般要求恒压,不随气体流量变化,故此种特性曲线不合要求。因此,需要对压缩机输出气量进行绝对的控制。     

几种A10VO~*恒压/恒流量变量泵的实用控制回路

A1 0 VO*恒压 /恒流量变量泵是 Rexroth公司生产的一种用于开式回路 ,压力和流量可以无级调节的新型轴向柱塞泵 ,该泵具有噪声低、使用寿命长 ,工作压力高、控制时间短等特点 ,特别是其可调的恒压输出及可调的流量输出的特点 ,更能满足当今节能和环保的要求 ,是一种很有应用前景的节能产品。1　泵的变量控制机构及其工作原理该变量泵的原理如图 1所示 ,变量机构主要由 2个伺服滑阀 ,2个变量缸和 1个节流阀组成。图 1中最上面的滑阀起恒压控制作用 ,可以通过调节该阀右侧的弹簧调整泵的恒压输出值。下面第 2个滑阀则起到调节泵输出流量的作…     

大型正铲液压挖掘机斗杆升降回路及特性

在设计目前国内斗容和机重最大的矿用液压挖掘机液压控制系统中,为减小使用成本,采用交流电动机驱动变量液压泵组作为动力源。为满足工作效率要求,斗杆举升过程采用四台液压泵供油,通过四组比例多路阀(主控阀)阀外合流来满足斗杆的速度要求,为降低能耗,提出在斗杆下降过程依靠自重和专用的比例节流阀进行流量再生的控制方法,加快斗杆下降速度,提高系统工作效率。分析斗杆采用流量再生方法下降的前提条件,对斗杆液压缸在一个工作循环内的压力变化进行机电液一体化的联合仿真研究,按照仿真确定的参数设计并制造样机,试验测试表明,挖掘机加载最大试验负载25 kN时,所设计的液压控制系统可以满足斗杆满载举升所需要的压力及速度要求,斗杆下降采用流量再生方法后,下降时间由32 s缩短至18 s,下降速度明显加快,且下降结束阶段无液压冲击。通过试验,验证了挖掘机液压控制方案的正确性,为今后国内设计和制造更大型的液压挖掘机积累了数据和经验。     

变速异步电动机比例恒压泵电液动力源特性研究

电液动力源是为液压系统提供动力的单元,其能量效率决定整个系统的能效。针对现有变排量电液比例压力流量复合控制动力源,非工作周期电动机仍以额定转速运转,产生较大能耗;变转速异步电动机驱动定量泵动力源,难以直接控制压力的问题,提出采用变转速交流异步电动机驱动比例恒压泵构造新的电液压力流量复合控制动力源,通过改变斜盘摆角实现无节流损失压力连续控制,改变泵转速实现泵输出流量连续控制。进一步针对异步电动机变转速驱动动态响应慢的问题,提出在主回路增设液压蓄能器,并将其高压油液分别引入液压泵吸油口和出油口,辅助驱动液压泵加速起动和制动的解决方案。研究中,构建了基于上述原理的电液动力源试验测试系统,对其压力控制特性、流量控制特性、压力流量复合控制特性及功率控制特性进行研究,结果表明,随负载压力变化流量控制精度误差不超0.5%,采用蓄能器辅助驱动、辅助制动可使变频电动机起、停时间分别由1 s和1.2 s减小到0.2 s和0.5 s;在保压工况、非工作周期压力卸荷工况、恒压工况,通过降低电动机转速,较恒定电动机转速驱动,降低能耗20%以上。     

机械增压器旁通阀控制方式与油耗及试验研究

本实验研究为基于最低燃油消耗率的旁通阀开度标定实验。其主要目的是将旁通阀由真空度自动控制改为电动调节,得出不同负荷下燃油消耗率随旁通阀开度的变化关系,从而找出同一负荷下最低油耗点及相应旁通阀开度,为旁通阀电子控制提供控制策略。试验表明优化后的旁通阀开度可以使发动机燃油消耗率较大幅度降低,在低速时,最大节油率4.02%;在高速时,最大节油率6.62%。而在中间转速时的最低燃油消耗率由原机的260.1g/kWh下降为257.3g/kWh,节油率为1.42%。而且优化旁通阀开度使得发动机在更大的转速范围内处于低油耗区域。而且旁通阀开度优化后,发动机在更大的负荷范围内处于低油耗区。这可以为制定电子控制旁通阀开启策略提供标定参考依据。     

关于ZB—34M液压泵在试验中出现零流量压力不稳的原因分析

一、概况ZB-34M液压泵在试验过程中有时出现零流量压力不稳的现象，即动态压力与调定压力有差异。从故障泵的情况看，零流量压力一般在20.6～21．4MPa之间，每台超差量为．02～0．4MPa，现对此故障进行分析。二、故障分析图1为ZB－34M液压泵的结构原理图。液区泵主要由传动轴、壳体、轴封件、轴承组件，转子柱塞组件、分油盘、摆架和调节器等组成。其调节器为恒压变量机构，主要由分油活门、油滤、定压弹簧、调压螺钉和缸等组成。发动机工作时，传动轴带动转子旋转，柱塞也随着转动。由于转子轴线相对于传动轴有一个倾斜角，所以转子转…     

机载智能液压泵的建模与仿真

介绍了机载智能液压泵的结构、工作原理 ,对液压泵变量调节系统进行了数学建模和仿真。结果表明 ,斜盘位移响应的上升时间小于 2 2 ms,超调小于 8%,静态精度小于 0 .7%,变量机构平衡弹簧的最佳预压缩力相当于伺服阀供油压力的 1 /2 ,液压泵排油压力对变量调节响应时间的最大影响为 2 ms,液压油体积弹性模量取值的变化对变量调节没有明显影响 ,但伺服阀的恒定供油压力必须保证。     

螺纹插装阀介绍(之一)——溢流阀(续)

4压力保险阀 压力保险阀是一种自锁型溢流阀。之所以称为压力保险阀,因为它如同电路中的保险丝,一旦打开,就维持在开启状态,将系统几乎完全卸压（参见卸荷时的流量压力曲线,图14右下）,而不是保持在开启压力上。即滞回极大,差不多100％。     

液压系统使用中易忽视的问题及故障分析

通过对一些实际液压系统的分析和考察,针对液压系统设计和使用中易忽视的几个问题,提出了解决的方法。一、换向阀规格选择不当在液压系统的设计和使用中,选择普通换向阀的主要指标是该阀的压力和流量。笔者对现场的多个液压系统进行了验算,压力的确定都比较正确,流量参数的确定却存在一些问题,大多是以液压泵的额定流量小于或等于阀的额定流量来选择换向阀。但在液压泵供油量不变的情况下,换向阀在左、右位工作时通过的流量可能是不相等的。如图1所示,当换向阀在左工作时,因为A_1 >A_2,所以Q>Q_1,而     

双腔串联两阀与三阀压电泵的性能研究

研究了双腔串联两阀压电泵与三阀压电泵的输出性能,分析了这两种泵的结构和工作原理,理论分析得出:三阀泵输出性能优于两阀泵。设计制作了两阀泵与三阀泵实验样机,并通过实验测试证明了理论分析的正确性。分别对两阀泵和三阀泵进口腔和出口腔独立工作时流量输出进行了实验测试,并把进口腔和出口腔独立工作时输出流量相加之和,与两腔一起交叉工作时进行了比较。实验测试表明:两阀泵和三阀泵样机在200 V交流驱动电压下,最大输出流量分别 为972 ml/min和1 035 ml/min,最大输出压力分别为28.7 kPa和40 kPa,最大自吸高度分别为0.41 m和0.43 m水柱高。     

具有不均等负重合量的非对称气动伺服阀压力特性研究

研究了一种具有不均等负重合量及均等负重合量的新型非对称气动伺服阀的压力特性。该非对称气动伺服阀的下游节流口面积为上游节流口面积的两倍。伺服阀的压力特性及零位压力取决于下游和上游开口面积比例和阀的负重合量。具有均等负重合量的伺服阀在零位时泄漏流量最大;具有不均等负重合量的伺服阀在零位附近某处时泄漏流量最大。理论结果和试验结果十分吻合。     

民机液压系统发动机驱动泵的卸荷工作及故障模拟分析

民机液压系统的主泵一般为发动机驱动泵,用作功率提取装置从发动机提取功率为液压系统提供主要能源.发动机驱动泵为恒压变量泵,通过联轴器与发动机上的齿轮箱连接,随发动机启动而工作.因发动机驱动泵与发动机为机械连接,不能人工关闭,但在特定的飞行阶段需要发动机驱动泵能够卸荷工作,在试验时也需要EDP不能输出压力的状态.针对上述要...     

高速齿轮泵无气穴现象的综合补偿方法

为了提高外啮合齿轮泵高转速时的气穴性能，提出了一种小侧隙、新环形卸荷槽和大入油压力的综合补偿方法。通过大、小侧隙下膨胀困油的变化区间、困油容积变化率和困油补偿流量及其卸荷面积与困油压力模型的建立，实例比较了常规矩形卸荷槽和新环形卸荷槽下的最小困油压力。结果表明，大侧隙的最大困油膨胀率和膨胀区间的长度均仅为小侧隙下的18.3%；由于卸荷槽间距的设置不同，大侧隙困油的最大卸荷面积仅为小侧隙下的7.9%；因此，大侧隙较小侧隙的气穴现象更严重，困油压力波动幅度为小侧隙下的1.93倍。得出了小侧隙、新环形卸荷槽和大入油压力的综合补偿方法，能有效缓解高速齿轮泵的气穴现象。