CN108980130A - 压差调节阀单元、液压控制***及工程机械 - Google Patents

压差调节阀单元、液压控制***及工程机械 Download PDF

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CN108980130A CN201810886399.6A CN201810886399A CN108980130A CN 108980130 A CN108980130 A CN 108980130A CN 201810886399 A CN201810886399 A CN 201810886399A CN 108980130 A CN108980130 A CN 108980130A
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谢娟萍
黄珍
周庆喜
宋建清
何伟
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    • B66—HOISTING; LIFTING; HAULING
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Abstract

本发明涉及液压技术领域，公开了一种压差调节单元、液压控制***及工程机械。所述液压控制***包括：液压泵，用于在发动机的驱动下向执行元件提供液压油；主阀，用于控制从所述液压泵至所述执行元件的液压油的实际输出流量；压差调节阀，包括：变量阀，该变量阀的第一端设置有定压元件；以及变压阀，该变压阀设置于所述变量阀的第二端，用于在所述发动机不同的转速下，调节所述主阀两端的压差，以使该主阀受手柄调节的输出流量范围内的最大输出流量与所述液压泵的输出流量相等；以及控制器，与所述发动机及所述变压阀相连，用于接收该发动机的转速，并根据该发动机的转速控制该变压阀的输出压力。本发明可兼顾整机的高速运转以及良好微动性能。

Description

压差调节阀单元、液压控制***及工程机械
技术领域
本发明涉及液压技术领域，具体地，涉及一种压差调节阀单元、液压控制***及工程机械。
背景技术
变量泵负载敏感***具有较好的节能性和稳定性，在汽车起重机上得到了普遍应用。目前变量泵负载敏感***普遍采用定压差控制的方法，将***压差ΔP设定为较高的压力，可以保证发动机最高转速时变量泵输出的压力油全部通过主阀；但在发动机怠速(或低转速)时，由于设定的压差ΔP较高，手柄不到全行程时，通过主阀的实际流量就已经达到怠速(或低转速)变量泵输出的流量。在这种情况下，继续扳动手柄，尽管该手柄控制的压力有变化，但通过主阀的流量没有变化(仍为变量泵输出的流量)，因此使手柄的实际可操纵范围变窄，也就是说，手柄存在较大空行程，极大地影响整个***的调速性，致使整个***的操控性能变差。
发明内容
本发明的目的是提供一种压差调节阀单元、液压控制***及设置有所述液压控制***的工程机械，其可确保在发动机的任何转速下，主阀受手柄调节的输出流量范围内的最大输出流量与液压泵的输出流量相一致，从而避免手柄存在空行程，同时兼顾整机的高速运转以及良好微动性能。
为了实现上述目的，本发明提供一种液压控制***，该液压控制***包括：液压泵，用于在发动机的驱动下向执行元件提供液压油；主阀，用于控制从所述液压泵至所述执行元件的液压油的实际输出流量；压差调节阀，该压差调节阀包括：变量阀，该变量阀的第一端设置有定压元件；以及变压阀，该变压阀设置于所述变量阀的第二端，用于在所述发动机不同的转速下，调节所述主阀两端之间的压差，以使该主阀受手柄调节的输出流量范围内的最大输出流量与所述液压泵的输出流量相等；以及控制器，与所述发动机及所述变压阀相连，用于接收所述发动机的转速，并根据所述发动机的转速控制所述变压阀的输出压力。
可选的，所述定压元件为阀芯弹簧。
可选的，所述变压阀为电比例减压阀。
可选的，所述主阀两端之间的压差ΔP＝F弹/S-Pf，其中F弹为所述阀芯弹簧的预设弹簧力，S为所述变量阀的第一端的面积，Pf为所述电比例减压阀输出的压力。
可选的，所述变压阀的输出压力Pf与所述发动机的转速v的关系包括：当所述发动机的转速v增加时，所述变压阀的输出压力Pf不断减小。
可选的，所述变压阀的输出压力Pf与所述发动机的转速v的关系包括：其中vmax为所述发动机的最大转速，P0为所述定压元件的输出定压。
可选的，所述主阀的输出流量其中K为流量系数，A为所述主阀的过流面积，ΔP为所述主阀两端之间的压差。
相应的，本发明还提供一种压差调节阀单元，该压差调节阀单元包括：压差调节阀，该压差调节阀包括：变量阀，该变量阀的第一端设置有定压元件；以及变压阀，该变压阀设置于所述变量阀的第二端，以及控制器，该控制器与发动机及所述变压阀相连，其中，所述压差调节阀用于在所述发动机不同的转速下，调节主阀两端之间的压差，以使该主阀受手柄调节的输出流量范围内的最大输出流量与液压泵的输出流量相等；所述控制器用于接收所述发动机的转速，并根据所述发动机的转速控制所述变压阀的输出压力，所述液压泵在所述发动机的驱动下向执行元件提供液压油；所述主阀用于控制从所述液压泵至所述执行元件的液压油的实际输出流量。
可选的，所述定压元件为阀芯弹簧。
可选的，所述变压阀为电比例减压阀。
可选的，所述变压阀的输出压力Pf与所述发动机的转速v的关系包括：当所述发动机的转速v增加时，所述变压阀的输出压力Pf不断减小。
可选的，所述变压阀的输出压力Pf与所述发动机的转速v的关系包括：其中vmax为所述发动机的最大转速，P0为所述定压元件的输出定压。
相应的，本发明还提供一种工程机械，该工程机械设置有上述的液压控制***。
可选的，该工程机械为起重机。
通过上述技术方案，本发明创造性地通过设置在变量阀的两端的定压元件和变压阀调节主阀两端之间的压差，其中变压阀的输出压力通过控制器根据发动机的转速控制，以使得在发动机的不同转速下主阀受手柄调节的输出流量范围内的最大输出流量与液压泵的输出流量相等，由此无论发动机是处于怠速还是处于高速，在主阀的手柄的全部行程内都可以实现流量的调节，即怠速时主阀的流量调节增益小，微动性好，高速时主阀的流量调节增益大，满足大流量高速的要求。
本发明的其它特征和优点将在随后的具体实施方式部分予以详细说明。
附图说明
附图是用来提供对本发明的进一步理解，并且构成说明书的一部分，与下面的具体实施方式一起用于解释本发明，但并不构成对本发明的限制。在附图中：
图1是现有技术中的液压***的结构图；
图2是现有技术中的液压***在发动机最高转速时变量泵输出流量、主阀通流量与手柄形成的理论关系曲线；
图3是现有技术中的液压***在发动机怠速时变量泵输出流量、主阀通流量与手柄形成的理论关系曲线；
图4是现有技术中的液压***在发动机不同转速时变量泵输出流量、主阀通流量与手柄形成的理论关系曲线；
图5是本发明一种实施方式提供的液压控制***的结构图；
图6是本发明一种实施方式提供的液压***的结构图；
图7是本发明一种实施方式提供的液压***在发动机最高转速时变量泵输出流量、主阀通流量与手柄形成的理论关系曲线；
图8是本发明一种实施方式提供的液压***在发动机怠速时变量泵输出流量、主阀通流量与手柄形成的理论关系曲线；
图9是现有技术中的液压***在发动机不同转速时变量泵输出流量、主阀通流量与手柄形成的理论关系曲线；以及
图10是本发明一种实施方式提供的液压调节单元的结构图。
附图标记说明
10 液压泵 11 变量阀
12 主阀 110 阀芯弹簧
50 液压泵 51 主阀
52 压差调节阀 53 控制器
520 变量阀 521 定压元件
522 变压阀 60 液压泵
61 主阀 62 变量阀
63 控制器 64 发动机
620 阀芯弹簧 621 电比例减压阀
具体实施方式
以下结合附图对本发明的具体实施方式进行详细说明。应当理解的是，此处所描述的具体实施方式仅用于说明和解释本发明，并不用于限制本发明。
图1是现有技术中的液压***的结构图。该液压***主要包括：液压泵10、变量阀11以及主阀12等等。其中，所述变量阀11的左端与所述液压泵10的出口(此处的压力为P)相连，其右端与阀芯弹簧110(其预设弹簧力为F弹)及主阀12的负载反馈油口LS(此处的压力，即负载压力为PLS)相连。所述液压泵10的工作原理如下：液压泵10的输出流量Q经过主阀节流口引入执行元件(油缸或马达)，主阀12两端之间的压差ΔP＝P-PLS，液压泵10的输出压力P作用在变量阀(或LS阀)11的左端，负载压力PLS和预设弹簧力F弹共同作用在变量阀11的右端；通过主阀的流量(即主阀通流量)其中K为流量系数(其为定值)，A为所述主阀12的过流面积(手柄行程与主阀节流口直径成正比)，ΔP为所述主阀12两端之间的压差。对于已设计完成的主阀来说，主阀的最大过流面积Amax为定值，故主阀的最大输出流量(即最大通流量)其却取决于主阀两端之间的压差ΔP。根据上述主阀通流量的公式可知，当ΔP<F弹/S时，表明液压泵的输出流量小于主阀最大通流量；当ΔP＝F弹/S，表明液压泵的输出流量大于或者等于主阀最大通流量，其中S为所述变量阀11右端的面积。
在对主阀和液压泵进行匹配计算时，必须保证主阀在发动机最高转速时的通流能力，也就是说，在发动机最高转速的情况下，主阀的最大通流量等于液压泵的输出流量。在发动机最高转速的情况下，所述变量阀11右端的阀芯弹簧110的预设弹簧力和所述主阀12的负载反馈油口LS的压力共同作用与所述变量阀11左端的所述液压泵10的出口的压力相平衡，即F弹+PLS×S1＝P×S2，其中S1、S2分别为所述变量阀11右端、左端的面积，如图1所示。通常，因S1＝S2＝S，故P-PLS＝F弹/S。将主阀的手柄移动到最大行程后，所述主阀12通流量此时，所述主阀12两端之间的压差ΔP＝P-PLS＝F弹/S(ΔP与F弹成正比)，也就是说，液压泵输出的液压油全部经过主阀引入执行元件(将这种情况称为主阀与液压泵匹配，即液压泵的输出流量＝主阀的最大通流量)，故通过所述主阀12输出的流量Q可由预设弹簧力F弹来调整。综上，通过所述变量阀11的阀芯弹簧110的预设弹簧力控制所述主阀12两端的压差，以控制所述液压泵10的输出流量经所述主阀的节流口引入执行元件(油缸或马达)。在发动机最高转速的情况下，液压泵的输出流量为Qmax，主阀通流量随手柄行程的变化曲线展示在图2。当手柄达到最大行程(即满行程)C时，主阀最大通流量也达到Qmax。
但在发动机怠速(或低速)的情况下，由于受限于发动机的转速，液压泵的输出流量Qm'ax远远小于发动机最高转速时输出流量Qmax(或主阀最大通流量)，此时主阀两端之间的压差ΔP'<F弹/S。将手柄移动到最大行程后，主阀的实际通流量为在发动机怠速的情况下，液压泵的输出流量为Q'max，主阀通流量随手柄行程的变化曲线展示在图3。当手柄行程为A时，液压泵的输出流量已到达Q'max，随手柄行程继续加大，主阀通流量可继续加大，但液压泵的输出流量已达到该转速下的最大流量Q'max，所以尽管手柄行程不断加大，但主阀的实际通流量没有进一步加大，表现为手柄空行程。在发动机不同转速时，均会手柄空行程的现象，但随着转速的增加，手柄空行程占整个行程的比例越来越小，当达到最高转速时，手柄空行程的现象消失，如图4所示。
针对现有技术中在发动机怠速时存在的手柄空行程的问题，本发明在定压差控制装置的基础上，添加一种可根据发动机的转速控制自身输出压力的装置，即变压阀，以使得在发动机不同转速且仅在手柄满行程时主阀的最大输出流量与液压泵的输出流量相等，从而避免手柄空行程现象的出现。
如图5所示，本发明一种实施方式提供的液压控制***的结构图。所述液压控制***可包括：液压泵50，用于在发动机的驱动下向执行元件提供液压油；主阀51，用于控制从所述液压泵至所述执行元件的液压油的实际输出流量；压差调节阀52，该压差调节阀52包括：变量阀520，该变量阀520的第一端设置有定压元件521；以及变压阀522，该变压阀522设置于所述变量阀520的第二端，用于在所述发动机不同的转速且所述主阀的手柄满行程的情况下，调节所述主阀51两端之间的压差，以使该主阀51的最大输出流量与所述液压泵50的输出流量相等；以及控制器53，与所述发动机及所述变压阀522相连，用于接收所述发动机的转速，并根据所述发动机的转速控制所述变压阀522的输出压力。本发明通过设置在变量阀的两端的定压元件和变压阀调节主阀两端之间的压差，其中变压阀的输出压力通过控制器根据发动机的转速控制，以使得在发动机的不同转速下主阀受手柄调节的输出流量范围内的最大输出流量与液压泵的输出流量相等，由此无论发动机是处于怠速还是处于高速，在主阀的手柄的全部行程内都可以实现流量的调节，即怠速时主阀的流量调节增益小，微动性好，高速时主阀的流量调节增益大，满足大流量高速的要求。
其中，所述定压元件可为阀芯弹簧；以及所述变压阀可为电比例减压阀，。下面以阀芯弹簧620以及电比例减压阀621所述变压阀分别作为可为定压元件、变压阀为例解释说明本发明提供的液压控制***的整个控制过程，如图6所示。阀芯弹簧620的预设弹簧力F弹和所述主阀61的负载反馈油口LS的压力PLS共同作用在所述变量阀62的右端，所述液压泵60的出口的压力P与所述电比例减压阀621输出的压力Pf共同作用在所述变量阀62的左端。当所述变量阀62两端的压力相平衡时，即F弹+PLS×S1＝P×S2+Pf×S2，其中S1、S2分别为所述变量阀62右端、左端的面积。通常S1＝S2＝S，故P-PLS＝F弹／S-Pf。
在对主阀61和液压泵60进行匹配计算时，必须保证主阀61在发动机64最高转速时的通流能力，也就是说，在发动机64最高转速的情况下，主阀的最大通流量等于液压泵的输出流量。针对本发明的目的，即发动机64任何转速且只有达到满行程的情况下，主阀的最大通流量与液压泵的输出流量相等，则需确保以下公式成立：ΔP＝P-PLS＝F弹／S-Pf，且电比例减压阀621输出的压力Pf需要由控制器63根据发动机的转速来控制，具体控制方式如下：发动机转速越高，控制电比例减压阀621输出的压力Pf越小。具体而言，在发动机64最高速时，可将电比例减压阀621输出的压力Pf设置为0，即作用在所述变量阀62右端的压力F弹/S仅由预设弹簧力提供；而在发动机怠速时，可将电比例减压阀621输出的压力Pf设置为最大值Pfmax，并且该最大值与发动机64此时的转速相关，此时，作用在所述变量阀62右端的压力由预设弹簧力及电比例减压阀621输出的最大压力Pfmax共同提供，即F弹／S-Pfmax。在发动机怠速的情况下，电比例减压阀621输出的最大压力Pfmax用于抵消一部分预设弹簧力提供的压力。
所述电比例减压阀621的输出压力Pf与所述发动机的转速v的关系可包括：其中vmax为所述发动机的最大转速，P0为阀芯弹簧620的输出定压(即为F弹/S)。本实施例直接接收发动机的转速信息，再根据所接收的转速信息控制电比例减压阀的输出压力。
当然，本发明中的液压控制***还可包括接收装置，用于接收油门信号；以及转换装置，用于根据所述油门信号获取发动机转速信号。所述控制器用于根据间接获取的所述发动机转速信号调节所述变压阀两端之间的压差。在该液压控制***中，首先直接接收油门信号，然后将所接收的油门信号转换为转速信息，最终再根据间接转换的转速信息控制变压阀(例如电比例减压阀)的输出压力。与该液压控制***相比，上述通过直接接收的转速信号进行控制的液压控制***，结构更加简单，并且能达到更加实时且精确的控制效果。
所述主阀61通流量其中K为流量系数(其为定值)，A为所述主阀的过流面积(手柄行程与主阀节流口直径成正比)，ΔP为所述主阀两端之间的压差(在发动机不同转速时，所述主阀61两端之间的压差ΔP＝P-PLS＝F弹/S-Pf)。这种将电比例减压阀与阀芯弹簧布置在变量阀两端的设计，可保证阀芯弹簧提供的弹簧力较大，在遇到控制器故障的情况下，尽管电比例减压阀无法提供其需输出的压力，整个液压控制***仍可通过现有技术中的定压差控制方法提供规定的弹簧力来控制主阀两端之间的压差，以保证***能够正常运行。由于ΔP(或Pf)是一个与发动机转速相关的变量，故可实现在发动机任何转速时，通调整Pf的大小确保液压泵输出的流量与主阀受手柄调节的输出流量范围内的最大通流量相等，从而避免手柄空行程现象的出现。
具体而言，在发动机最高转速的情况下，液压泵的输出流量为Qmax，主阀通流量随手柄行程变化的曲线展示在图7中。当手柄满行程C时，主阀最大通流量也为Qmax，并且无手柄空行程现象的出现。在发动机怠速的情况下，液压泵的输出流量为Q'max，主阀通流量随手柄行程变化的曲线展示在图8中。当手柄满行程C时，主阀最大通流量也为Q'max，并且无手柄空行程现象的出现。在发动机不同转速的情况下，主阀通流量随手柄行程变化的曲线展示在图9中。发动机不同转速时主阀最大通流量均和相应的液压泵的输出流量相等，并且无手柄空行程现象的出现。由此无论发动机是处于怠速还是处于高速，在主阀的手柄的全部行程内都可以实现流量的调节，即怠速时的主阀的流量调节增益小，微动性好，高速时主阀的流量调节增益大，满足大流量高速的要求。
综上所述，本发明创造性地通过设置在变量阀的两端的定压元件和变压阀调节主阀两端之间的压差，其中变压阀的输出压力通过控制器根据发动机的转速控制，以使得在发动机的不同转速下主阀受手柄调节的输出流量范围内的最大输出流量与液压泵的输出流量相等，由此无论发动机是处于怠速还是处于高速，在主阀的手柄的全部行程内都可以实现流量的调节，即怠速时主阀的流量调节增益小，微动性好，高速时主阀的流量调节增益大，满足大流量高速的要求。
当然，本发明中的变压阀并不限于上述的电比例减压阀，其他的输出压力可调的装置(例如比例电磁铁)也是可行的。
相应的，如图10所示，本发明还提供一种压差调节阀单元，该压差调节阀单元可包括：压差调节阀，该压差调节阀包括：变量阀，该变量阀的第一端设置有定压元件；以及变压阀，该变压阀设置于所述变量阀的第二端，以及控制器，该控制器与发动机及所述变压阀相连，其中，所述压差调节阀用于在所述发动机不同的转速下，调节主阀两端之间的压差，以使该主阀受手柄调节的输出流量范围内的最大输出流量与液压泵的输出流量相等；所述控制器用于接收所述发动机的转速，并根据所述发动机的转速控制所述变压阀的输出压力，所述液压泵在所述发动机的驱动下向执行元件提供液压油；所述主阀用于控制从所述液压泵至所述执行元件的液压油的实际输出流量。该压差调节阀单元可直接接收发动机的转速信号并根据该转速信号自动调节与其相连的主阀两端的压差，以使该主阀受手柄调节的输出流量范围内液压油的最大输出流量与液压泵所提供的液压油的输出流量相等。该压差调节阀单元结构简单，且能达到更加实时且精确的控制效果。
有关本发明提供的压差调节阀单元的具体细节及益处可参阅上述针对液压控制***的描述，于此不再赘述。
当然，本发明提供的所述压差调节阀单元不限于接收发动机的转速信号，接还可以接收与转速信号相关的其他信号(如油门信号等)；此外，还可应用至除主阀以外的任何需要进行压差调节的装置或***中。
相应地，本发明还提供一种工程机械，该工程机械设置有上述的液压液压控制***。
可选的，该工程机械为起重机。
以上结合附图详细描述了本发明的优选实施方式，但是，本发明并不限于上述实施方式中的具体细节，在本发明的技术构思范围内，可以对本发明的技术方案进行多种简单变型，这些简单变型均属于本发明的保护范围。
另外需要说明的是，在上述具体实施方式中所描述的各个具体技术特征，在不矛盾的情况下，可以通过任何合适的方式进行组合。为了避免不必要的重复，本发明对各种可能的组合方式不再另行说明。
此外，本发明的各种不同的实施方式之间也可以进行任意组合，只要其不违背本发明的思想，其同样应当视为本发明所公开的内容。

Claims (14)

1.一种液压控制***，其特征在于，该液压控制***包括：
液压泵，用于在发动机的驱动下向执行元件提供液压油；
主阀，用于控制从所述液压泵至所述执行元件的液压油的实际输出流量；
压差调节阀，该压差调节阀包括：变量阀，该变量阀的第一端设置有定压元件；以及变压阀，该变压阀设置于所述变量阀的第二端，用于在所述发动机不同的转速下，调节所述主阀两端之间的压差，以使该主阀受手柄调节的输出流量范围内的最大输出流量与所述液压泵的输出流量相等；以及
控制器，与所述发动机及所述变压阀相连，用于接收所述发动机的转速，并根据所述发动机的转速控制所述变压阀的输出压力。
2.根据权利要求1所述的液压控制***，其特征在于，所述定压元件为阀芯弹簧。
3.根据权利要求1所述的液压控制***，其特征在于，所述变压阀为电比例减压阀。
4.根据权利要求2或3所述的液压控制***，其特征在于，所述主阀两端之间的压差ΔP＝F弹/S-Pf，其中F弹为所述阀芯弹簧的预设弹簧力，S为所述变量阀的第一端的面积，Pf为所述电比例减压阀输出的压力。
5.根据权利要求1所述的液压控制***，其特征在于，所述变压阀的输出压力Pf与所述发动机的转速v的关系包括：当所述发动机的转速v增加时，所述变压阀的输出压力Pf不断减小。
6.根据权利要求1所述的液压控制***，其特征在于，所述变压阀的输出压力Pf与所述发动机的转速v的关系包括：其中vmax为所述发动机的最大转速，P0为所述定压元件的输出定压。
7.根据权利要求1所述的液压控制***，其特征在于，所述主阀的输出流量其中K为流量系数，A为所述主阀的过流面积，ΔP为所述主阀两端之间的压差。
8.一种压差调节阀单元，其特征在于，该压差调节阀单元包括：
压差调节阀，该压差调节阀包括：
变量阀，该变量阀的第一端设置有定压元件；以及
变压阀，该变压阀设置于所述变量阀的第二端，以及
控制器，该控制器与发动机及所述变压阀相连，
其中，所述压差调节阀用于在所述发动机不同的转速下，调节主阀两端之间的压差，以使该主阀受手柄调节的输出流量范围内的最大输出流量与液压泵的输出流量相等；所述控制器用于接收所述发动机的转速，并根据所述发动机的转速控制所述变压阀的输出压力，所述液压泵在所述发动机的驱动下向执行元件提供液压油；所述主阀用于控制从所述液压泵至所述执行元件的液压油的实际输出流量。
9.根据权利要求8所述的压差调节阀单元，其特征在于，所述定压元件为阀芯弹簧。
10.根据权利要求8所述的压差调节阀单元，其特征在于，所述变压阀为电比例减压阀。
11.根据权利要求8所述的压差调节阀单元，其特征在于，所述变压阀的输出压力Pf与所述发动机的转速v的关系包括：当所述发动机的转速v增加时，所述变压阀的输出压力Pf不断减小。
12.根据权利要求8所述的压差调节阀单元，其特征在于，所述变压阀的输出压力Pf与所述发动机的转速v的关系包括：其中vmax为所述发动机的最大转速，P0为所述定压元件的输出定压。
13.一种工程机械，其特征在于，该工程机械设置有根据权利要求1-7中任一项所述的液压控制***。
14.根据权利要求13所述的工程机械，其特征在于，该工程机械为起重机。
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