基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)

《基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)》涉及一種液壓動(dòng)力系統(tǒng)，特別是一種用于注塑機(jī)的基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)。

注塑機(jī)的工作過程一般分為鎖模、注射、保壓、冷卻、塑化、開模和頂出等階段，不同的階段需要液壓系統(tǒng)提供不同壓力和流量的液壓油，于是液壓油一般都要經(jīng)歷加壓、保壓和泄壓的循環(huán)過程。

隨著節(jié)能環(huán)保意識(shí)的不斷深入，人們對(duì)傳統(tǒng)注塑機(jī)的能耗和控制精度提出了越來越高的要求。伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)油泵控制技術(shù)的出現(xiàn)是液電結(jié)合控制技術(shù)的一次革命性的進(jìn)步。它不僅可以大幅度節(jié)能30％-70％，而且具有控制精度高，穩(wěn)定性好，噪音低等優(yōu)點(diǎn)，一經(jīng)推出，即在注塑機(jī)等行業(yè)取得了迅猛發(fā)展，成為今后注塑機(jī)節(jié)能改造的主要方向。

截至2009年9月4日，伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)油泵控制系統(tǒng)（以下簡(jiǎn)稱伺服泵）如附圖1所示，由伺服電機(jī)212，伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)器211，液壓油泵213，檢測(cè)元件（壓力傳感器215，編碼器214）等組成，通過控制伺服電機(jī)212的轉(zhuǎn)速和扭矩實(shí)現(xiàn)對(duì)液壓系統(tǒng)流量和壓力的控制；通過控制伺服電機(jī)212反向運(yùn)轉(zhuǎn)來使液壓系統(tǒng)降壓或泄荷，具有流量壓力控制精度高，響應(yīng)快，節(jié)能效果好等優(yōu)點(diǎn)。

然而受制于伺服電機(jī)和驅(qū)動(dòng)器功率以及油泵排量的限制，對(duì)于大噸位的注塑機(jī)往往需要采用多臺(tái)伺服泵聯(lián)合控制才能達(dá)到大流量的要求。為此，也有公司研究出了一種采用專用的聯(lián)立控制驅(qū)動(dòng)器的多臺(tái)伺服電機(jī)油泵組合控制系統(tǒng)，該控制系統(tǒng)通過專用的聯(lián)立控制驅(qū)動(dòng)器使多臺(tái)伺服電機(jī)油泵在所有動(dòng)作中具有相同的流量壓力指令，實(shí)現(xiàn)同步流量（速度）控制和壓力控制。但是該系統(tǒng)存在如下缺陷：系統(tǒng)壓力控制由多泵共同完成，保壓時(shí)存在大量不必要的能量消耗。這是因?yàn)殡m然單泵保壓足以滿足加壓需要，但是對(duì)于大噸位的注塑機(jī)液壓系統(tǒng)，液壓油缸和管路中受壓縮液壓油體積大，壓縮能量高，單獨(dú)靠一個(gè)伺服泵的泄荷能力不足以滿足在極短時(shí)間內(nèi)降壓或泄荷壓縮能量釋放的要求，因此不得不采用多臺(tái)伺服泵同步動(dòng)作實(shí)現(xiàn)保壓、泄荷等壓力控制，但這帶來的問題是保壓能耗大，泄壓速度慢，且降壓或泄荷時(shí)回流的油對(duì)油泵和伺服驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的沖擊大，會(huì)縮短油泵和控制器的使用壽命；多臺(tái)伺服泵長(zhǎng)時(shí)間負(fù)載運(yùn)行，也會(huì)對(duì)其過載能力產(chǎn)生很大影響。伺服電機(jī)工作在低速大扭矩狀態(tài)下，其機(jī)械效率也很低。

圖1是伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)油泵控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖；

圖2是《基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)》實(shí)施例一的系統(tǒng)整體結(jié)構(gòu)示意圖；

圖3是《基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)》實(shí)施例二的局部結(jié)構(gòu)示意圖（在主壓力控制器處）；

圖4是《基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)》實(shí)施例三的局部結(jié)構(gòu)示意圖（在主壓力控制器處）；

圖5是《基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)》實(shí)施例四的局部結(jié)構(gòu)示意圖（在主壓力控制器處）；

圖6是《基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)》實(shí)施例五的局部結(jié)構(gòu)示意圖（在主壓力控制器處）。

2018年12月20日，《基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)》獲得第二十屆中國(guó)專利獎(jiǎng)優(yōu)秀獎(jiǎng)。

《基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)》是一種基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)，如圖2所示，包括有主機(jī)控制器1、至少2個(gè)伺服泵（在該實(shí)施例有3個(gè)伺服泵）、油管10、油箱6，所有伺服泵的各支油管道匯接于一起構(gòu)成系統(tǒng)的主油管道P0，在所有伺服泵（如圖3所示）中有1個(gè)為主伺服泵21，主伺服泵21所在的油管道構(gòu)成系統(tǒng)的主控支油管道P1，所有伺服泵所在的支油管道P1、P2、P3在進(jìn)入系統(tǒng)主油管道P0之前分別串接有一個(gè)單向閥31、32、33，在該主伺服泵21上的單向閥31兩端并聯(lián)有主壓力控制器，所述主壓力控制器包括有插裝閥4和壓差節(jié)流孔5，所述插裝閥4的進(jìn)油腔A和控制腔X、壓差節(jié)流孔5的兩端分別并聯(lián)在單向閥31的出油口和進(jìn)油口兩端，所述插裝閥4的回油腔B通向油箱6。在該系統(tǒng)中所述的伺服泵包括有伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)器211、伺服電機(jī)212、液壓泵213、檢測(cè)元件、制動(dòng)電阻216，所述的檢測(cè)元件包括有壓力傳感器215、編碼器214，所述的液壓泵213為齒輪泵或定量柱塞泵（與現(xiàn)有伺服泵結(jié)構(gòu)基本相同）?！痘谒欧姍C(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)》由多臺(tái)伺服泵共同完成流量（速度）控制；而以單臺(tái)伺服泵（主伺服泵21）的控制壓力作為先導(dǎo)控制壓力，與主壓力控制器（液壓插裝閥4及壓差節(jié)流孔5）共同組成壓力閉環(huán)控制系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)對(duì)系統(tǒng)壓力在加壓、保壓、減壓或泄荷等不同工作過程的精確控制。其基本工作原理如圖2所示：

系統(tǒng)在做流量（速度）控制時(shí)，該系統(tǒng)通過主機(jī)控制器1發(fā)送設(shè)定的相同流量指令給各伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)器211，使各伺服電機(jī)212按設(shè)定的轉(zhuǎn)速正向運(yùn)轉(zhuǎn)，從而驅(qū)動(dòng)各伺服泵213從各自支油管道P1、P2、P3中經(jīng)單向閥31、32、33的出油端輸出指定流量（速度）的液壓油，并通過各伺服泵的編碼器214的檢測(cè)反饋信號(hào)，閉環(huán)控制各個(gè)伺服電機(jī)212的轉(zhuǎn)速，從而達(dá)到精確控制系統(tǒng)流量（速度）的目的。（這與現(xiàn)有的速度控制模式基本相同）。系統(tǒng)保壓在做壓力控制時(shí)，系統(tǒng)通過主機(jī)控制器1只給主伺服泵21發(fā)送壓力指令，輔助伺服泵22、23不工作。這時(shí)在單向閥32和33的止回作用下，輔助伺服泵各支油路P2、P3與主油管道P0隔離，使系統(tǒng)壓力只受主伺服泵21和主壓力控制器的控制，主油管道P0中的油不會(huì)回流輔助伺服泵22、23，因而輔助伺服泵22、23避免了長(zhǎng)時(shí)間負(fù)載運(yùn)行而且大大減少了系統(tǒng)中液壓油對(duì)伺服泵系統(tǒng)的沖擊。主伺服泵21的伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)器211在接到主機(jī)控制器1的指令后：如果此時(shí)指令壓力大于實(shí)際系統(tǒng)壓力（壓力傳感器的檢測(cè)壓力），那么通過控制主伺服泵21的伺服電機(jī)212輸出較大扭矩，使主伺服泵21的液壓泵213輸出設(shè)定的指令壓力，這時(shí)主伺服泵21的液壓泵213出口的壓力升高，壓力油經(jīng)壓差節(jié)流孔5和單向閥31進(jìn)入系統(tǒng)主油管道P0使系統(tǒng)壓力升高至設(shè)定壓力完成加壓動(dòng)作。在這過程前后，插裝閥4控制腔X的壓力高于進(jìn)油腔A的壓力，在壓力油和彈簧力的作用下，插裝閥4處于關(guān)閉狀態(tài)。如果指令壓力小于實(shí)際系統(tǒng)壓力，主伺服泵21反向轉(zhuǎn)動(dòng)輸出較小的扭矩，使主伺服泵21的液壓泵213出口壓力降低，此時(shí)主伺服泵21的液壓泵213出口壓力小于系統(tǒng)壓力，壓力油經(jīng)壓差節(jié)流孔5從主油管道P0流向主控支油管道P1，這時(shí)由于壓差節(jié)流孔5的作用使主油管道P0與主伺服泵21的液壓泵213出口的壓力，在壓差節(jié)流孔5兩端產(chǎn)生了壓力降，這時(shí)插裝閥4進(jìn)油腔A的壓力高于控制腔X的壓力，當(dāng)插裝閥4進(jìn)油腔A的壓力與控制腔X的壓力差克服插裝閥4主閥芯的彈簧力時(shí)，插裝閥4打開，系統(tǒng)部分壓力油從插裝閥4的進(jìn)油腔A經(jīng)回油腔B流回油箱6，使系統(tǒng)壓力降低至新的設(shè)定壓力完成減壓動(dòng)作。在加壓或減壓的同時(shí)，壓力傳感器215的檢測(cè)反饋信號(hào)修正系統(tǒng)壓力指令，實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)壓力閉環(huán)控制。因此，主壓力控制器（液壓插裝閥4及壓差節(jié)流孔5）可以動(dòng)態(tài)跟隨主伺服泵的輸出的先導(dǎo)控制壓力（指令壓力），從而實(shí)現(xiàn)對(duì)系統(tǒng)壓力的數(shù)字比例閉環(huán)控制。

系統(tǒng)保壓在做壓力控制時(shí)，系統(tǒng)通過主機(jī)控制器1給各輔助伺服泵22、23的電機(jī)驅(qū)動(dòng)器211發(fā)送停止工作指令，使各輔助伺服電機(jī)212停止運(yùn)轉(zhuǎn)，各輔助伺服泵22、23不工作；主機(jī)控制器1只給主伺服泵21發(fā)送壓力指令由主伺服泵21完成保壓動(dòng)作。同樣這時(shí)在單向閥32和33的止回作用下，各輔助伺服泵22、23的支油路P2、P3與主油管道P0隔離，輔助伺服泵泄荷，壓力接近零，因而同樣，輔助伺服泵22、23避免了長(zhǎng)時(shí)間負(fù)載運(yùn)行而且大大減少了系統(tǒng)中液壓油對(duì)伺服泵系統(tǒng)的沖擊。

保壓完成后，系統(tǒng)泄荷時(shí)，同樣系統(tǒng)通過主機(jī)控制器1給主伺服泵21發(fā)送零壓力指令，其它輔助伺服泵22、23不工作，通過控制主伺服泵21的伺服電機(jī)212使主伺服泵21的液壓泵213反向轉(zhuǎn)動(dòng)輸出零壓力完成先導(dǎo)泄荷，壓差節(jié)流孔5前后的壓力降控制插裝閥4主閥芯的完全打開，于是，系統(tǒng)大流量的壓力油從插裝閥4的進(jìn)油腔A經(jīng)回油腔B流回油箱6，使系統(tǒng)在極短時(shí)間內(nèi)完成泄荷動(dòng)作，從而避免了泄荷對(duì)各伺服泵的沖擊。

在該系統(tǒng)的控制下，根據(jù)實(shí)際需要可實(shí)循環(huán)實(shí)現(xiàn)以上加壓、保壓、減壓或泄荷的工作過程。在該實(shí)施例中，輔助伺服泵有兩個(gè)，在實(shí)際應(yīng)用時(shí)可以根據(jù)流量需要求來設(shè)置輔助伺服泵的數(shù)量。

由于在該系統(tǒng)中所有伺服泵所在的支油管道在進(jìn)入系統(tǒng)主油管道P0之前都串接有一個(gè)單向閥（如圖2所示），因而避免了多臺(tái)伺服泵長(zhǎng)時(shí)間負(fù)載運(yùn)行，從而對(duì)伺服泵的過載能力起到了很大的保護(hù)作用。又因?yàn)橄到y(tǒng)中設(shè)有主壓力控制器且采用大通徑的插裝閥4作為主壓力閥來完成降壓和泄荷，因此，泄壓快，噪音低，加上各單向閥的止回作用因而系統(tǒng)中液壓油對(duì)伺服泵系統(tǒng)的沖擊小，這樣便延長(zhǎng)了伺服泵的使用壽命。又因?yàn)樵撓到y(tǒng)采用的是液電聯(lián)合控制降壓或泄荷的控制方式，只需要單臺(tái)小排量伺服泵（主伺服泵21）就可以完成保壓和泄荷動(dòng)作，此時(shí)其它伺服泵（輔助伺服泵22、23）處于空載狀態(tài)，這樣便大大地降低了系統(tǒng)的能量消耗，又避免了只能通過所有伺服泵同步動(dòng)作才能實(shí)現(xiàn)對(duì)系統(tǒng)的壓力控制，又可以避免各輔助伺服泵22、23工作在低速大扭矩（保壓）運(yùn)行狀態(tài)，降低了各輔助伺服泵22、23的伺服電機(jī)212和伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)器211的配置要求，從而節(jié)約了資源和生產(chǎn)成本，提高產(chǎn)品競(jìng)爭(zhēng)力。這對(duì)于大噸位注塑機(jī)成型的大質(zhì)量注塑件需要長(zhǎng)時(shí)間保壓具有重要意義。另外由于該系統(tǒng)不需要所有伺服泵同步動(dòng)作才能實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)的壓力控制因而不需要專門的伺服電機(jī)聯(lián)立控制器，從而降低了采購成本，加上由于單向閥31的止回作用伺服電機(jī)212反向制動(dòng)的負(fù)載大大降低，也減少了制動(dòng)電阻216的配置功率。

《基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)》的液壓控制部分還可以采用不同的結(jié)構(gòu)和連接方式實(shí)現(xiàn)。

如圖3、4、5、6所示的實(shí)施例二、三、四、五是該系統(tǒng)的具有相同控制原理的幾種變化的結(jié)構(gòu)和連接方式，這些實(shí)施例的區(qū)別主要是在主壓力控制器處。

如圖3所示的實(shí)施例二是對(duì)實(shí)施例一的進(jìn)一步改進(jìn)，在該系統(tǒng)的主油管道P0上設(shè)有安全閥7，該安全閥7的出油口通向油箱6。該實(shí)施例復(fù)合了安全壓力控制功能后的控制原理，在系統(tǒng)的主油管道P0上設(shè)有安全閥7，當(dāng)系統(tǒng)的壓力超過系統(tǒng)壓力安全值時(shí)，這時(shí)安全閥7打開，油力油經(jīng)安全閥7出油口流進(jìn)油箱6，從而限定系統(tǒng)的最大安全壓力。

如圖5所示的實(shí)施例四也是對(duì)實(shí)施例一的進(jìn)一步改進(jìn)，所述插裝閥4的控制腔X連接有先導(dǎo)安全閥9，所述先導(dǎo)安全閥9的進(jìn)油端與插裝閥4控制腔X匯交并連通主控支油管道P1，所述先導(dǎo)安全閥9的出油端通向油箱6；在所述先導(dǎo)安全閥9的進(jìn)油端與插裝閥4控制腔X匯交后與單向閥31的進(jìn)油端之間設(shè)置有先導(dǎo)節(jié)流孔8。這也是復(fù)合了安全壓力控制功能后的控制原理，當(dāng)系統(tǒng)壓力達(dá)到先導(dǎo)安全閥9的設(shè)定壓力時(shí)，先導(dǎo)安全閥9打開，壓力油經(jīng)先導(dǎo)節(jié)流孔8向先導(dǎo)安全閥9流動(dòng)從而產(chǎn)生壓力降，這時(shí)插裝閥4進(jìn)油腔A的壓力高于插裝閥4控制腔X的壓力，當(dāng)插裝閥4進(jìn)油腔A的壓力與控制腔X的壓力差克服插裝閥4主閥芯的彈簧力時(shí)，插裝閥4打開，從而限定系統(tǒng)的最大安全壓力。

在以上所述的如圖2、3、5所示實(shí)施例一、二、四中，所述壓差節(jié)流孔5也可開設(shè)在該插裝閥4的主閥芯中，這時(shí)插裝閥4的控制腔X通過壓差節(jié)流孔5和插裝閥4進(jìn)油腔A連通。如圖4、6所示的實(shí)施例三、五分別是把如圖3、5所示的實(shí)施例二、四中的壓差節(jié)流孔5開設(shè)在該插裝閥4的主閥芯中的情況，它們對(duì)應(yīng)具有相同的控制原理和功能。

該系統(tǒng)除適用于任意多組伺服泵的控制要求外，還可以用在伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)大、小雙排量柱塞泵的泄荷回路。

該系統(tǒng)不局限用于注塑機(jī)，也可用于需要實(shí)現(xiàn)相同控制原理和功能的其它領(lǐng)域。

基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)專利目的

《基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)》的目的是提供一種保壓能耗低、泄壓速度快、且降壓或泄荷對(duì)油泵和伺服驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的沖擊小的基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)。

基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)技術(shù)方案

一種基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)，包括有主機(jī)控制器、至少2個(gè)伺服泵、油管、油箱，所有伺服泵的各支油管道匯接于一起構(gòu)成系統(tǒng)的主油管道，其中：所有伺服泵中有1個(gè)是主伺服泵，主伺服泵所在的油管道構(gòu)成系統(tǒng)的主控支油管道，所有伺服泵所在的支油管道在進(jìn)入系統(tǒng)主油管道之前串接有一個(gè)單向閥，在該主伺服泵的單向閥兩端并聯(lián)有主壓力控制器；所述主壓力控制器包括有插裝閥和壓差節(jié)流孔，所述插裝閥的進(jìn)油腔和控制腔、壓差節(jié)流孔的兩端分別并聯(lián)在該主伺服泵的單向閥的出油口和進(jìn)油口兩端，所述插裝閥的回油腔通向油箱。

在對(duì)上述基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)的改進(jìn)方案中，在該系統(tǒng)的主油管道上設(shè)有安全閥，該安全閥的出油口通向油箱。

在對(duì)上述基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)的改進(jìn)方案中，所述插裝閥的控制腔連接有先導(dǎo)安全閥，所述先導(dǎo)安全閥的進(jìn)油端與插裝閥控制腔端匯交并連通主控支油管道，所述先導(dǎo)安全閥的出油端通向油箱；在所述先導(dǎo)安全閥的進(jìn)油端與插裝閥控制腔匯交后與單向閥的進(jìn)油端之間設(shè)置有先導(dǎo)節(jié)流孔。

在對(duì)上述基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)的改進(jìn)方案中，所述的壓差節(jié)流孔開在該插裝閥的主閥芯中。

在對(duì)上述基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)的改進(jìn)方案中，所述的伺服泵包括有伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)器、伺服電機(jī)、液壓泵、檢測(cè)元件和制動(dòng)電阻。

在對(duì)上述基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)的改進(jìn)方案中，所述的檢測(cè)元件包括有壓力傳感器和編碼器，所述的液壓泵為齒輪泵。

基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)改善效果

1、由于該系統(tǒng)只需要單臺(tái)小排量伺服泵（主泵）就可以完成保壓和泄荷動(dòng)作，此時(shí)其它伺服泵（輔泵）可以空載運(yùn)行，因此可以大大降低保壓能量消耗，這對(duì)于大噸位注塑機(jī)成型的大質(zhì)量注塑件需要長(zhǎng)時(shí)間保壓具有重要意義。

2、由于采用大通徑的插裝閥作為主壓力控制器的主壓力閥來完成降壓和泄荷，因此，泄壓快，噪音低，對(duì)伺服泵系統(tǒng)的沖擊小，可以延長(zhǎng)伺服泵的使用壽命。

3、可以避免輔助伺服泵工作在低速大扭矩（保壓）運(yùn)行狀態(tài)，可以降低輔泵的伺服電機(jī)和驅(qū)動(dòng)器的配置要求，從而降低成本，提高產(chǎn)品競(jìng)爭(zhēng)力。

4、不需要專門的伺服電機(jī)聯(lián)立控制器，可以降低采購成本。

5、由于伺服電機(jī)反向制動(dòng)的負(fù)載大大降低，可以減少制動(dòng)電阻的配置功率。

6、除適用于任意多組伺服泵的控制要求外，還可以用在伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)大、小雙排量柱塞泵的泄荷回路。

1.一種基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)，包括有主機(jī)控制器（1）、至少2個(gè)伺服泵、油管（10）、油箱（6），所有伺服泵的各支油管道匯接于一起構(gòu)成系統(tǒng)的主油管道（P0），其特征在于：所有伺服泵中有1個(gè)是主伺服泵（21），主伺服泵（21）所在的油管道構(gòu)成系統(tǒng)的主控支油管道（P1），所有伺服泵所在的支油管道在進(jìn)入系統(tǒng)主油管道（P0）之前串接有一個(gè)單向閥，在該主伺服泵（21）的單向閥（31）兩端并聯(lián)有主壓力控制器；所述主壓力控制器包括有插裝閥（4）和壓差節(jié)流孔（5），所述插裝閥（4）的進(jìn)油腔（A）和控制腔（X）、壓差節(jié)流孔（5）的兩端分別并聯(lián)在該主伺服泵（21）的單向閥（31）的出油口和進(jìn)油口兩端，所述插裝閥（4）的回油腔（B）通向油箱（6）。

2.根據(jù)權(quán)利要求1所述的基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)，其特征在于：在該主油管道（P0）上設(shè)有安全閥（7），該安全閥（7）的出油口通向油箱（6）。

3.根據(jù)權(quán)利要求1所述的基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)，其特征在于：所述插裝閥（4）的控制腔（X）連接有先導(dǎo)安全閥（9），所述先導(dǎo)安全閥（9）的進(jìn)油端與插裝閥（4）控制腔（X）端匯交并連通主控支油管道（P1），所述先導(dǎo)安全閥（9）的出油端通向油箱（6）；在所述先導(dǎo)安全閥（9）的進(jìn)油端與插裝閥（4）控制腔（X）匯交后與單向閥（31）的進(jìn)油端之間設(shè)置有先導(dǎo)節(jié)流孔（8）。

4.根據(jù)權(quán)利要求1、2或3所述的基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)，其特征在于：所述的壓差節(jié)流孔（5）開在該插裝閥（4）的主閥芯中。

5.根據(jù)權(quán)利要求1、2或3所述的基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)，其特征在于：所述的伺服泵包括有伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)器（211）、伺服電機(jī)（212）、液壓泵（213）、檢測(cè)元件和制動(dòng)電阻（216）。

6.根據(jù)權(quán)利要求5所述的基于伺服電機(jī)控制的多泵組合控制液壓動(dòng)力系統(tǒng)，其特征在于：所述的檢測(cè)元件包括有壓力傳感器（215）和編碼器（214），所述的液壓泵（213）為齒輪泵。

目前廣泛應(yīng)用著的單泵單馬達(dá)元件及系統(tǒng)是多泵多速馬達(dá)傳動(dòng)中元件和系統(tǒng)的組成部分之一,與多泵多速馬達(dá)等元件及其他執(zhí)行元件相組合,可設(shè)計(jì)出很多新的系統(tǒng),從而形成了新型的、完整的多泵多馬達(dá)液壓傳動(dòng)系統(tǒng)。本書在簡(jiǎn)要介紹目前廣泛使用的液壓元件及系統(tǒng)類型、原理、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)的基礎(chǔ)上,主要介紹新型的液壓傳動(dòng)即多泵多馬達(dá)傳動(dòng),以及一個(gè)轉(zhuǎn)子對(duì)應(yīng)多個(gè)定子或多個(gè)轉(zhuǎn)子對(duì)應(yīng)一個(gè)定子的液壓泵和馬達(dá)等新型元件。詳細(xì)介紹了新研發(fā)的液壓用多泵多速馬達(dá)等元件的原理及結(jié)構(gòu),提出了新型的多泵多速馬達(dá)、擺動(dòng)多速馬達(dá)等的符號(hào)和表示方法,并對(duì)新型液壓傳動(dòng)進(jìn)行了定義,還詳細(xì)介紹了多泵多速馬達(dá)元件、多泵多馬達(dá)系統(tǒng)(主要包括單泵多速馬達(dá)系統(tǒng)、多泵單馬達(dá)系統(tǒng)、多泵多速馬達(dá)系統(tǒng)、多泵單缸和多泵多缸系統(tǒng)等多種不同種類的新系統(tǒng)),以及多速馬達(dá)的差動(dòng)連接等新型元件、新型典型回路、新型液壓系統(tǒng)和連接方式。

第一章　液壓元件及傳動(dòng)概述 1

第一節(jié) 液壓泵概述 1

一、液壓泵原理簡(jiǎn)介 1

二、齒輪泵原理簡(jiǎn)介 2

三、葉片泵原理簡(jiǎn)介 3

四、柱塞泵原理簡(jiǎn)介 4

第二節(jié) 液壓馬達(dá)概述 6

一、齒輪馬達(dá)簡(jiǎn)介 6

二、葉片馬達(dá)簡(jiǎn)介 7

三、柱塞馬達(dá)簡(jiǎn)介 7

四、其他馬達(dá)簡(jiǎn)介 7

第三節(jié) 往復(fù)運(yùn)動(dòng)及擺動(dòng)執(zhí)行元件概述 9

一、液壓缸簡(jiǎn)介 9

二、擺動(dòng)執(zhí)行元件簡(jiǎn)介 10

第四節(jié) 液壓閥概述 10

一、壓力閥簡(jiǎn)介 10

二、流量閥簡(jiǎn)介 12

三、方向閥簡(jiǎn)介 13

第五節(jié) 典型回路及液壓傳動(dòng)概述 14

一、液壓傳動(dòng)簡(jiǎn)介 14

二、典型回路簡(jiǎn)介 15

三、輔助元件簡(jiǎn)介 20

第二章　新型柱塞泵及馬達(dá) 23

第一節(jié) 開路式軸向柱塞泵原理 23

一、閉路式泵各種配流方式的比較 23

二、聯(lián)合配流開路式泵原理及其組成 24

三、端面配流半開路式泵工作原理及組成 27

四、端面配流全開路式泵工作原理及組成 29

五、開路式斜盤型串聯(lián)多級(jí)泵原理及組成 30

第二節(jié) 開路式泵的運(yùn)動(dòng)學(xué)及流量分析 33

一、開路式泵的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 33

二、單級(jí)開路式泵排量、流量及流量脈動(dòng)分析 35

三、多級(jí)開路式泵排量、流量及流量脈動(dòng)分析 39

第三節(jié) 開路式泵動(dòng)力學(xué)分析 46

一、柱塞、滑靴的受力分析 46

二、缸體的受力分析 49

三、體面斜配流盤的受力分析 52

第四節(jié) 開路式泵原理試驗(yàn) 53

一、聯(lián)合配流開路式泵的試驗(yàn) 54

二、端面配流半開路式泵的試驗(yàn) 54

三、端面配流全開路式泵的試驗(yàn) 55

四、開路式串聯(lián)柱塞泵的試驗(yàn) 60

五、開路式泵的系列和型號(hào) 61

第五節(jié) 柱塞底面系統(tǒng)模型 62

一、模型建立——受力分析 63

二、柱塞滑靴的設(shè)計(jì)原理及方法 68

三、開閉路式泵滑靴底面動(dòng)態(tài)仿真及試驗(yàn) 72

第六節(jié) 開路式泵的噪聲及控制方法 86

一、閉路式泵降噪結(jié)構(gòu)存在的問題 87

二、開路式泵上的一種新型降噪結(jié)構(gòu) 90

三、軸向柱塞泵配油窗口面積對(duì)轉(zhuǎn)速和噪聲的影響 99

第七節(jié) 自冷卻理論 101

一、傳熱學(xué)理論 101

二、熱傳導(dǎo)方程 103

三、一維穩(wěn)態(tài)熱傳導(dǎo) 105

四、功率損失分析 107

五、CY型泵自冷卻分析 114

六、SPB型泵自冷卻分析 127

七、CY泵與SPB泵自冷卻性能比較 134

第八節(jié) 開路式軸向柱塞泵的安裝與配管 138

一、安裝與配管 138

二、開路式軸向柱塞泵的故障與處理 140

第九節(jié) 異型柱塞泵及馬達(dá) 143

一、異型柱塞馬達(dá)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 143

二、異型柱塞馬達(dá)的工作原理 145

三、三角形滑塊軸向馬達(dá)的參數(shù)分析 145

四、三角形滑塊軸向馬達(dá)的原理性試驗(yàn) 150

五、異型柱塞泵的工作原理 152

六、異型柱塞泵的流量分析 154

第十節(jié) 軸向力平衡型柱塞馬達(dá) 156

一、馬達(dá)的結(jié)構(gòu) 156

二、馬達(dá)的工作原理 156

三、馬達(dá)的轉(zhuǎn)速和扭矩特性分析 156

四、馬達(dá)的泄漏分析 158

五、軸向力平衡柱塞馬達(dá)原理拓展 161

第十一節(jié) 徑向雙定子柱塞馬達(dá) 161

一、徑向雙定子柱塞馬達(dá)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及工作原理 161

二、馬達(dá)滾輪導(dǎo)軌間接觸應(yīng)力的分析 163

三、徑向雙定子馬達(dá)扭矩特性分析 163

四、徑向雙定子柱塞馬達(dá)的泄漏分析 166

第十二節(jié) 開路式定、變量多輸出柱塞泵 170

一、開路式定、變量多輸出柱塞泵工作原理 170

二、開路式定、變量多輸出柱塞泵的流量特性分析 171

三、開路式定、變量多輸出柱塞泵泵軸的功率和扭矩分析 185

四、開路式定、變量多輸出柱塞泵的創(chuàng)新應(yīng)用 186

第三章　新型葉片泵及馬達(dá) 188

第一節(jié) 滾柱泵及柱塞式滾柱泵、馬達(dá) 188

一、概述 188

二、滾柱泵工作原理 188

三、柱塞式滾柱泵的原理 188

四、滾柱式、柱塞滾柱式馬達(dá)的原理 189

第二節(jié) 等寬曲線雙定子葉片泵及馬達(dá) 190

一、概述 190

二、等寬單作用雙定子變量泵的結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 191

三、等寬、雙作用、雙定子泵的結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 191

四、等寬多作用雙定子泵的結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 192

五、等寬、雙滾柱、連桿型、單作用、雙輸出、雙定子馬達(dá)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 193

第三節(jié) 雙定子泵及馬達(dá)的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析 194

一、滑塊的中心及半徑分析 194

二、滑塊的速度分析 195

三、滑塊的加速度分析 195

第四節(jié) 雙定子葉片泵及馬達(dá)的動(dòng)力學(xué)分析 195

一、滑塊受到的液體靜壓作用力 196

二、內(nèi)、外定子對(duì)滑塊的作用力 197

三、轉(zhuǎn)子對(duì)滑塊的作用力 197

四、慣性力 198

五、液體黏性阻尼力 199

六、滑塊受力平衡方程 199

第五節(jié) 雙定子葉片馬達(dá)的泄漏分析 199

一、內(nèi)部泄漏的原因 199

二、內(nèi)部泄漏的分析 200

三、不同連接形式下的總泄漏量 202

第六節(jié) 單作用雙定子葉片馬達(dá)結(jié)構(gòu)的參數(shù)化 206

一、內(nèi)、外定子的直徑 206

二、參數(shù)間的關(guān)系 207

三、滑塊葉片厚度s 208

四、內(nèi)外馬達(dá)排量及排量比 209

五、葉片數(shù)Z 209

六、內(nèi)、外馬達(dá)排量比C 210

七、葉片的干涉 211

第七節(jié) 單作用雙定子葉片馬達(dá)的葉片導(dǎo)向比例分析 212

一、滑塊圓弧處與定子接觸應(yīng)力 212

二、葉片受力分析及葉片形式 213

三、滾柱滑塊葉片相關(guān)分析 215

第八節(jié) 單作用雙定子葉片馬達(dá)轉(zhuǎn)子梯形塊寬度分析 225

一、扇形塊到梯形塊的假設(shè) 225

二、梯形塊受力分析 227

三、寬度B 對(duì)轉(zhuǎn)子軸承的影響 233

四、轉(zhuǎn)子在偏載力下的變形分析 237

第四章　新型齒輪泵及馬達(dá) 240

第一節(jié) 并聯(lián)型多輸出齒輪泵及多輸入齒輪馬達(dá) 240

一、并聯(lián)型多輸出齒輪泵 240

二、并聯(lián)型多輸入齒輪馬達(dá) 242

第二節(jié) 內(nèi)內(nèi)嚙合型多輸出齒輪泵及多輸入齒輪馬達(dá) 243

一、內(nèi)內(nèi)嚙合型多輸出齒輪泵 243

二、內(nèi)內(nèi)嚙合型多輸入齒輪馬達(dá) 244

第三節(jié) 內(nèi)外嚙合型多輸出齒輪泵及多輸入齒輪馬達(dá) 244

一、內(nèi)外嚙合齒輪馬達(dá)的工作原理 245

二、內(nèi)外嚙合齒輪馬達(dá)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn) 245

三、內(nèi)外嚙合齒輪馬達(dá)的輸出特性 245

第四節(jié) 內(nèi)外嚙合型多輸出齒輪泵及多輸入馬達(dá)的徑向力分析 253

一、外馬達(dá)的徑向力 253

二、內(nèi)馬達(dá)的徑向力 255

三、徑向力的合成 257

四、月牙板的徑向力 258

五、圓柱銷受力分析 260

第五節(jié) 內(nèi)外嚙合型多輸出齒輪泵及多輸入馬達(dá)泄漏分析 260

一、齒輪端面的泄漏量 261

二、齒輪徑向的泄漏量 262

第六節(jié) 對(duì)稱型多輸出齒輪泵及多輸入齒輪馬達(dá) 264 2100433B