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２０１６ 年 ４ 月 第 ４４ 卷 第 ８ 期 机床与液压 ＭＡＣＨＩＮＥ ＴＯＯＬ ＆ ＨＹＤＲＡＵＬＩＣＳ Ａｐｒ ２０１６ Ｖｏｌ ４４ Ｎｏ ８ ＤＯＩ１０．３９６９／ ｊ ｉｓｓｎ １００１－３８８１ ２０１６ ０８ ０３１ 收稿日期 ２０１５－０３－２４ 作者简介 周明健 （１９８７）， 男， 助教， 主要研究方向为流体机械与传动。 Ｅ－ｍａｉｌ ｚｈｏｕｍｉｎｇｊｉａｎ８８＠ １２６ ｃｏｍ。 力伺服波浪补偿吊机的液压系统研究 周明健１， 王幼民２ （１ 巢湖学院电子工程与电气自动化学院， 安徽巢湖 ２３８０００； ２ 安徽工程大学机械与汽车工程学院， 安徽芜湖 ２４１０００） 摘要 波浪补偿吊机大多数采用速度伺服液压控制系统来减少海上风浪的影响， 而对力伺服液压控制系统的研究较 少， 因此对力伺服波浪补偿吊机的液压系统研究具有重要的意义。 明确力伺服波浪补偿起吊机的技术要求， 分析执行元件 的工作状况， 确定执行元件的主要参数； 制定出符合实际工况的波浪补偿吊机的液压系统原理图， 通过参数计算确定液压 系统元件的型号； 并对力伺服波浪补偿吊机的液压系统性能进行验算， 判断其液压系统设计是否合理， 进而改进和完善液 压系统。 关键词 力伺服波浪补偿吊机； 液压控制系统； 选型 中图分类号 ＴＨ１３７ ５ 文献标志码 Ａ 文章编号 １００１－３８８１ （２０１６） ０８－０９２－４ Ｄｅｓｉｇｎ ｏｆ Ｈｙｄｒａｕｌｉｃ Ｓｙｓｔｅｍ ｆｏｒ Ｆｏｒｃｅ⁃ｓｅｒｖｏ Ｗａｖｅ Ｃｏｍｐｅｎｓａｔｉｏｎ Ｃｒａｎｅ ＺＨＯＵ Ｍｉｎｇｊｉａｎ１， ＷＡＮＧ Ｙｏｕｍｉｎ２ （１ Ｃｏｌｌｅｇｅ ｏｆ Ｅｌｅｃｔｒｏｎｉｃ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ ＆ Ｅｌｅｃｔｒｉｃｉａｌ Ａｕｔｏｍａｔｉｏｎ， Ｃｈａｏｈｕ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ， Ｃｈａｏｈｕ Ａｎｈｕｉ ２３８０００， Ｃｈｉｎａ； ２ Ｃｏｌｌｅｇｅ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ＆ Ａｕｔｏｍａｔｉｏｎ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ， Ａｎｈｕｉ Ｐｏｌｙｔｅｃｈｎｉｃ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ， Ｗｕｈｕ Ａｎｈｕｉ ２４１０００， Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ Ｓｐｅｅｄ ｓｅｒｖｏ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｃｏｎｔｒｏｌ ｓｙｓｔｅｍ ｉｓ ｗｉｄｅｌｙ ｕｓｅｄ ｉｎ ｗａｖｅ ｃｏｍｐｅｎｓａｔｉｏｎ ｃｒａｎｅ ｔｏ ｒｅｄｕｃｅ ｔｈｅ ｉｍｐａｃｔ ｏｆ ｓｅａ⁃ｗａｖｅ． Ｓｔｕｄｙ ｏｎ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｃｏｎｔｒｏｌ ｓｙｓｔｅｍ ｏｆ ｆｏｒｃｅ⁃ｓｅｒｖｏ ｗａｖｅ ｃｏｍｐｅｎｓａｔｉｏｎ ｃｒａｎｅ ｉｓ ｌｅｓｓ， ｓｏ ｔｈｅ ｓｔｕｄｙ ｏｎ ｔｈｅ ｆｏｒｃｅ⁃ｓｅｒｖｏ ｗａｖｅ ｃｏｍｐｅｎｓａｔｉｏｎ ｃｒａｎｅ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｓｙｓｔｅｍ ｈａｓ ｉｍｐｏｒｔａｎｔ ｓｉｇｎｉｆｉｃａｎｃｅ． Ｆｏｒｃｅ⁃ｓｅｒｖｏ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｓｙｓｔｅｍ ｄｅｓｉｇｎ ｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔｓ ｗｅｒｅ ｃｌｅａｒｅｄ， ｔｈｅ ｗｏｒｋｉｎｇ ｃｏｎｄｉ⁃ ｔｉｏｎｓ ｏｆ ｔｈｅ ａｃｔｕａｔｏｒｓ ｗａｓ ａｎａｌｙｚｅｄ， ｔｈｅ ｍａｉｎ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ ｏｆ ｔｈｅ ａｃｔｕａｔｏｒｓ ｗｅｒｅ ｄｅｆｉｎｅｄ． Ｔｈｅｎ ｔｈｅ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｓｙｓｔｅｍ ｐｒｉｎｃｉｐｌｅ ｄｉａｇｒａｍ ｗａｓ ｄｅｖｅｌｏｐｅｄ， ｃｏｍｐｏｎｅｎｔｓ ｓｅｌｅｃｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｓｙｓｔｅｍ ｗａｓ ｄｏｎｅ ｔｈｒｏｕｇｈ ｐａｒａｍｅｔｅｒ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ． Ｔｈｅ ｆｏｒｃｅ⁃ｓｅｒｖｏ ｗａｖｅ ｃｏｍｐｅｎｓａｔｉｏｎ ｃｒａｎｅ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｓｙｓｔｅｍ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｗａｓ ｃｈｅｃｋｅｄ ｔｏ ｊｕｄｇｅ ｗｈｅｔｈｅｒ ｉｔｓ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｓｙｓｔｅｍ ｄｅｓｉｇｎ ｗａｓ ｒｅａｓｏｎａｂｌｅ， ｔｈｅｎ ｔｈｅ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｓｙｓ⁃ ｔｅｍ ｃｏｕｌｄ ｂｅ ｉｍｐｒｏｖｅｄ ａｎｄ ｐｅｒｆｅｃｔｅｄ． Ｋｅｙｗｏｒｄｓ Ｆｏｒｃｅ⁃ｓｅｒｖｏ ｗａｖｅ ｃｏｍｐｅｎｓａｔｉｏｎ ｃｒａｎｅ； Ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｃｏｎｔｒｏｌ ｓｙｓｔｅｍ； Ｍｏｄｅｌ ｓｅｌｅｃｔｉｏｎ 为了减少海上作业受到复杂海况的影响， 波浪补 偿吊机成为海洋工程装备中重要组成部分之一。 波浪 补偿吊机可以分为速度伺服波浪补偿吊机、 力伺服波 浪补偿吊机。 大多数的波浪补偿吊机的液压系统采用 速度伺服液压系统， 而对力伺服波浪补偿液压系统的 设计研究很少， 因此对力伺服波浪补偿起重机的液压 系统设计研究具有重要的意义［１－３］。 １ 力伺服波浪补偿吊机的技术要求 表 １ 力伺服波浪补偿吊机的技术要求 项目要求 工作海况最高为 ５ 级 收放缆绳波浪补偿速度０ ８ ｍ／ ｓ 起吊重物的质量３ ５００ ｋｇ 变幅油缸启动和制动时间０ ２ ｓ 油缸型号ＨＳＧ１２５／６３⁃１５００ 油缸工程压力１６ ＭＰａ 油缸的顶出速度２０ ｍｍ／ ｓ 油缸的回程速度３５ ｍｍ／ ｓ 卷筒的直径５００ ｍｍ 卷筒的质量１６０ ｋｇ 设计的力伺服波浪补偿系统适用于在不大于 ５ 级 的工作海况时波浪补偿起吊机能够安全平稳地工作。 其技术要求如表 １ 所示。 ２ 执行元件的工况分析 ２ １ 配置执行元件及执行元件动作顺序的确定 力伺服波浪补偿吊机选择两只耳环形式安装结构 的同步油缸作为变幅机构的执行元件， 液压回转装置 选择液压绞车作为执行元件。 波浪补偿吊机液压系统 中执行元件的动作顺序比较简单， 同步油缸工作时， 液压回转装置不工作； 当液压回转装置停止工作时， 同步油缸才能工作［４］。 ２ ２ 液压绞车的工况分析 ２ ２ １ 正常收放的工况 （１） 液压绞车在加速收起阶段 （负载力最大） Ｆ１ ＝ Ｆ ｋ ＋ Ｆ ｉ ＋ Ｆ ｇ ＝ ｍ Δｖ２ Δｔ ＋ ｍｇ （１） 代入数据求得 Ｆ１＝４３ ６４ ｋＮ。 （２） 液压绞车在匀速收起阶段 Ｆ２ ＝ Ｆ ｇ ＝ ｍｇ （２） 代入数据求得 Ｆ２＝３４ ３ ｋＮ。 ２ ２ ２ 波浪补偿工况 在液压绞车的速度达到正常的工作速度后， 适时 启动波浪补偿功能， 防止在波浪作用下， 起吊绳索受 到交变载荷作用而发生断裂， 造成财产和人身安全伤 害， 将恒张力的值设定为 Ｆ３＝３４ ３ ｋＮ。 ３ 执行元件主要参数的确定 ３ １ 初选液压马达的工况压力参数 执行元件在正常工况下的压力可以参考常用的设 备系统工作压力范围， 结合其本身主机设备的种类和 机器设备正常运转时的总负载值的大小来选取。 常见 的设备系统工作压力如表 ２ 所示。 表 ２ 常用的设备系统工作压力 设备类型工作压力／ ＭＰａ 磨床０ ８～２ 车、 铣、 镗床２～４ 组合机床３～５ 龙门刨床拉床≤１０ 汽车、 矿山机械、 农业机械１０～１６ 大中型挖掘设备、 起重运输机械、 液压机２０～３０ 根据表 ２ 选取力伺服波浪补偿吊机系统中液压马 达的工作压力参数值为 ２０ ＭＰａ。 ３ ２ 确定执行马达元件的相关参数 执行马达元件的输出功率 Ｐｍ＝ Ｆ２ｖ２ ηｍｍ （３） 其中 Ｐｍ为液压马达匀速起吊的输出功率， ｋＷ； ηｍｍ为机械效率， 常取０ ９０～０ ９７， 这里取０ ９； 其他 含义如前。 计算得 Ｐｍ＝３０ ５ ｋＷ。 卷筒的直径选取为 Ｄ＝５００ ｍｍ， 那么卷筒周长为 Ｌ＝１ ６ ｍ。 则正常吊起负载时卷筒的转速为 ｎ２＝ ｖ２ πＤ ＝ ０ ５ ｒ／ ｓ 绞车的负载力矩 ＴＬ＝ １ ２ Ｆ２Ｄ ＝ ８ ５７５ Ｎｍ 在马达输出轴直接驱动卷筒时， 马达的转速等于 卷筒的转速。 用于驱动负载力矩 ＴＬ的液压马达输出 力矩 Ｔｍ可以表示为 Ｔｍ＝ ＴＬ ηｍｍ ＝ ９ ５２７ ８ Ｎｍ 对于液压马达所需要排量 Ｖｍ可按照下式计算 Ｖｍ＝ ２πＴｍ Δｐ ＝ ２π ９ ５２７ ８ １８ ５ ＝ ３ ２３４ ３ ｍＬ／ ｒ 查找参考文献， 该液压系统中执行元件液压马达 的型号选定为 ＱＪＭ５２⁃３ ２。 ３ ３ 复算液压马达的工作压力 执行液压马达元件的实际所需流量为 ｑ ＝ ｖ２ｎ２＝ ０ ５ ３ ２４ ＝ １ ６２ Ｌ／ ｓ ＝ ９７ ２ Ｌ／ ｍｉｎ ３ ４ 系统执行马达元件的工况图 液压马达的主要参数确定之后， 做出执行马达元 件在一个工作周期中的液压油压力、 液压油流量、 正 常工况下的功率与时间之间关系的工况图［６］。 被起吊的重物随时间变化的函数可以表示如 下［７］ Ｚ０＝ Ａｓｉｎ（ωｔ ＋ φ）（４） 其中 Ａ 为 ５ 级海况下的有效波高的幅值， 在这里取 ２ ０ ｍ； ω 为被起吊载荷随波浪运动的角频率， 波浪 运动的谱峰周期为 ７ ７ ｓ， 则 ω＝０ ８１６ ｒａｄ／ ｓ； φ 为被 起吊的载荷随波浪运动的初相位， 在这里取 ０。 被起吊的载荷的质心的运动随时间变化的函数就 可以表示如下 Ｚ０＝ ２ｓｉｎ０ ８１６ｔ（５） 则被起吊载荷随波浪运动的速度可以表示为 ｖ ＝ ｄＺ０ ｄｔ ＝ １ ６３２ｃｏｓ０ ８１６ｔ（６） ３ ４ １ 计算工作压力 （１） 匀加速起吊阶段 外负载力矩为 Ｔ３＝ ４３ ６４０ ０ ２５ ＝ １０ ９１０ Ｎｍ（７） 该工况下马达的排量为 ３ ２４ Ｌ／ ｒ， 则液压马达的 工作压力为 ｐ３＝ ２πＴ３ Ｖ１ηｍｍ ＝ ２π １０ ９１０ Ｎｍ ３ ２４ Ｌ／ ｒ ０ ９ ＝ ２３ ５ ＭＰａ （２） 匀速起吊阶段 外负载力矩为 Ｔ２＝ ３４ ３００ ０ ２５ ＝ ８ ５７５ Ｎｍ（８） 该工况下马达的排量为 ３ ２４ Ｌ／ ｒ， 则液压马达的 工作压力为 ｐ１＝ ２πＴ２ Ｖ１ηｍｍ ＝ ２π ８ ５７５ Ｎｍ ３ ２４ Ｌ／ ｒ ０ ９ ＝ １８ ４８ ＭＰａ （３） 波浪补偿恒张力阶段 该工况下马达的排量为 ３ ２４ Ｌ／ ｒ， 则液压马达的 工作压力为 ｐ２＝ ２πＴ２ Ｖ１ηｍｍ ＝ ２π ８ ５７５ Ｎｍ ３ ２４ Ｌ／ ｒ ０ ９ ＝ １８ ４８ ＭＰａ ３ ４ ２ 计算液压马达的输入流量 （１） 匀加速起吊阶段 开始起吊的速度为 ０， 经过 ０ ３ ｓ， 速度达到 ０ ８ ｍ／ ｓ， 其加速度为２ ６７ ｍ／ ｓ２， 则在这个阶段， 起吊的 ３９第 ８ 期周明健 等 力伺服波浪补偿吊机的液压系统研究 货物的速度为 ｖ（ｔ） ＝ ２ ６７ｔ，因此液压马达的转速为 ｎ１＝ ｖ（ｔ） Ｌ ＝ ２ ６７ｔ １ ６ ＝ １ ６７ｔ （ｒ／ ｓ）。 从而液压马达的输入 流量为 ｑ１＝ １ ６７ｔ ３ ２４ ＝ ５ ４１１ｔ （Ｌ／ ｓ）。 （２） 匀速起吊阶段 被起吊重物的速度为 ０ ８ ｍ／ ｓ， 则该系统中执行 元件马达的转速为 ０ ５ ｒ／ ｓ， 马达输入流量为 ｑ２＝ ０ ５ ３ ２４ ＝ １ ６２ Ｌ／ ｓ （３） 波浪补偿恒张力阶段 该工况下马达的排量为 ３ ２４ Ｌ／ ｒ， 被起吊重物的 速度为 ｖ３（ｔ） ＝ １ ６３２ｃｏｓ０ ８１６ｔ （ｍ／ ｓ）， 则液压马达的 转速为 ｎ３＝ ｖ３（ｔ） Ｌ ＝ １ ６３２ｃｏｓ０ ８１６ｔ １ ６ ＝ １ ０２ｃｏｓ０ ８１６ｔ （ｒ／ ｓ） 则液压马达的输入流量为 ｑ３＝ ３ ２４ １ ０２ｃｏｓ０ ８１６ｔ ＝ ３ ３０５ｃｏｓ０ ８１６ｔ （Ｌ／ ｓ） ３ ４ ３ 计算液压马达的输入功率 （１） 匀加速起吊阶段 Ｐ１ ＝ ｐ １ｑ１ ＝ ２３ ５ ５ ４１１ｔ ＝ １２７ １６ｔ （ｋＷ） （２） 匀速起吊阶段 Ｐ２＝ １８ ４８ １ ６２ ＝ ２９ ９４ （ｋＷ） （３） 波浪补偿恒张力阶段 Ｐ３＝ １８４８ ３３０５ｃｏｓ０８１６ｔ ＝ ６１０８ｃｏｓ０８１６ｔ （ｋＷ） 假设液压绞车对救生艇实现波浪补偿恒张力功能 的初相位为 ０ 开始， 液压绞车在 ０～０ ２ ｓ 时， 均加速 度运动， ０ ２～２０ ｓ 这段时间的压力循环、 流量循环、 功率循环分别如图 １３ 所示。 图 １ 力伺服波浪补偿吊机的系统压力循环图 图 ２ 力伺服波浪补偿吊机的系统流量循环图 图 ３ 力伺服波浪补偿吊机的系统功率循环图 ４ 系统原理图的拟定 力伺服波浪补偿吊机的液压原理图［８］如图 ４ 所示。 图 ４ 力伺服波浪补偿吊机的液压原理图 ５ 力伺服波浪补偿工作原理的简述 控制单元根据检查到的母船在海上的位置姿势信 号和起吊绳索所受到的力信号， 决定是否将工况切换 至波浪补偿的工作状况， 即将电磁换向阀 ３４ 换至中 位， 同时根据力传感器 ８ 测得的信号， 通过比较放大 器 ７， 使伺服驱动器来调节伺服阀 ５ 的阀芯的滑动方 向和阀开口的大小， 从而调节液压马达的正反转和转 速大小。 ６ 元件的计算和选择 ６ １ 动力元件的选择 ６ １ １ 确定液压泵的最高供油压力 ｐｐ 对于该系统， 液压马达在工作过程中需要最大的 工作压力， 液压泵的最高供油压力可按照下式确定 ｐｐ≥ ｐ１＋∑Δｐ１（９） 式 （９） 中 ｐ１为液压马达的最高工作压力， ＭＰａ； ４９机床与液压第 ４４ 卷 ∑Δｐ１为从液压泵出口到液压马达入口之间的总的 压力 损 失， 由 于 系 统 流 速 较 大 且 比 较 复 杂， 取 ∑Δｐ１＝１ ＭＰａ。 在该系统中， 在匀加速起吊阶段， 被起吊绳索受 到的负载力最大， 液压马达的工作压力为 ２３ ５ ＭＰａ， 则泵的最高供油压力为 ｐｐ≥ ｐ１＋∑Δｐ１＝ ２３ ５ ＋ １ ＝ ２４ ５ ＭＰａ ６ １ ２ 确定液压泵的最大供油量 ｑｐ ｑｐ≥ ｋ１∑ｑｍａｘ（１０） 式 （１０） 中 ｋ１为系统的泄漏修正系数， 一般取ｋ１＝ １ １～１ ３， 在这里取 １ ２。 经计算 ｑｐ≥ １ ２ ３ ３０５ ６０ ＝ ２３７ ９６ Ｌ／ ｍｉｎ ６ １ ３ 选择液压泵的规格型号 根据上面计算的液压泵的相关参数， 选择 ２ＪＢＰ 径向柱塞泵， 该泵的型号为 ２ＪＢＰ１６０Ｃ。 ６ １ ４ 选择驱动液压泵的电动机 驱动液压泵的电动机应根据驱动功率和泵的转速 来选择。 Ｐｐ＝ ｐｐｑｐ ηｐ ＝ ２ ４５ １０７Ｐａ ２３７ ９６ Ｌ／ ｍｉｎ ６０ １０３ ０ ９ ＝ １０７ ９７ ｋＷ 电动机的功率及型号的选择 Ｐｊ＝ Ｐｐ ηｊ ＝ １０７ ９７ ｋＷ ０ ８５ ＝ １２７ ０３ ｋＷ 选择 Ｙ２８０Ｍ⁃４ 电机， 功率为 １３２ ｋＷ。 ６ ２ 阀类元件的选择 按液压系统原理图和系统的工况图， 选择液压阀 的型号和基本参数列于表 ３ 中。 表 ３ 力伺服波浪补偿吊机的液压元件型号和基本参数 序号元件型号规格说明 １液压泵２ＪＢＰ１６０Ｃ双联径向柱塞泵 ２压力表 ３ＹＮ⁃１００压力表直径为 １００ ｍｍ ３溢流阀 ４、 １０ＤＢＤＳ１５通径为 １５ ｍｍ ４三位四通流量伺服阀 ５ＳＶＡ８⁃２５北京机械工业自动化研究所 ５力传感器 ８ＣＦＢＬＳＳ 型梁式结构拉压力传感器 ６平衡阀 ９、 １８ＦＤ１６通径为 １６ ｍｍ ７单向阀 １１、 １２Ｓ２５Ａ１通径为 ２５ ｍｍ ８过滤器 １４ＹＸＷ⁃６３６０ ９电磁换向阀 １７２４ＢＹ⁃Ｈ１０Ｂ⁃Ｔ １０液压锁 １９、 ２０、 ２３、 ２４ＳＰ１０Ｈ １１油缸 ２１、 ２２ＨＳＧ１２５／６３⁃１５００ １２电动机 ２６Ｙ２８０Ｍ⁃４功率为 １３２ ｋＷ １３联轴器 ２７ϕ３０８０／ ϕ３０５０ １４减压阀 ２８ＲＣＴ⁃０３⁃Ｂ⁃２２单向定差减压阀 １５电磁换向阀 ２９３ＷＥ６ＡＡ通径 ６ ｍｍ １６单向节流阀 ３０ＭＫ１０Ｇ通径 １０ ｍｍ １７弹簧加载单向阀 ３２Ｓ８Ａ５通径 ８ ｍｍ ６ ３ 辅助元件的选择 过滤器的最终选取见表 ３。 油管的内径是根据管内允许流速和所通过的流量 来确定的， 即 Ｐｊ＝ ４ｑ πｖ０ （１１） 式 （１０） 中 ｑ 为通过油管的流量， ｖ０为油管中允许 流速。 在吸油管道内液体的流量取 ｖ０小于 １ ５ ｍ／ ｓ， 在压力管道内的流速取 ｖ０等于 ５ ｍ／ ｓ 左右为宜。 在此系统中， 吸油管道内液体的流速取 ｖ０为 １ ５ ｍ／ ｓ， 代入数据计算求得油管内径为 ｄ＝ ０ ０５７ ｍ； 在 压力管道内的流速取 ｖ０＝ ５ ｍ／ ｓ， 代入数据计算求得 油管内径为 ｄ＝０ ０３１ ｍ／ ｓ。 液压油管壁厚可按下式计算 δ ＝ ｐｄ ２［σ］ （１２） 式 （１２） 中 ｐ 为管内油液的最大工作压力； ｄ 为油 管内径； ［σ］ 为许用应力。 对钢管 ［σ］ ＝ δｂ ｎ （１３） 其中 δｂ为材料抗拉强度； ｎ 为安全系数， ｎ＝４。 （下转第 １０２ 页） ５９第 ８ 期周明健 等 力伺服波浪补偿吊机的液压系统研究 仿真过程中系统负载建立过程与实际系统负载建立过 程有差异， 马达和油缸的流量在加载之初有负值现 象， 这是由于在模型中， 负载为给定值， 即先有负载 之后， 系统压力才建立起来。 各个执行元件流量在 ０ ０５ ｓ 后恢复稳定， 之后维持在各个负载敏感阀所 控制的流量范围之内。 图 ７ （ｂ） 是各个执行元件 压力变化曲线。 在系统压力建立初始， 有压力超调 现象， 后迅速恢复各个阀口调定压力值。 以上仿真 曲线为系统在正常工作情况下的压力流量曲线， 与 液压系统设计及参数设置相一致， 验证了系统设计 的合理性。 图 ７ 负载敏感系统系统仿真结果 ３ 结论 针对全液压伞钻能量损失较大的问题， 设计了全 液压伞钻负载敏感液压操控系统。 并通过对全液压伞 钻液压系统模型的仿真分析， 验证了系统的负载敏感 性能、 回转回路的调速性能， 结果说明 负载敏感回 路中流量与控制阀开口量相关； 在多个负载同时工作 时， 系统流量为各负载所调定流量， 系统压力为负载 敏感阀所设定压力。 通过仿真， 验证了系统设计的合 理性。 参考文献 ［１］ 何志清，李条．ＹＳＪＺ４ ８ 型全液压伞钻在平煤六矿北二 进风立井井筒施工中的应用［Ｊ］．建井技术，２００９（３） ３３－３４． ［２］ 李静，徐建方，岳振勇．全液压伞形钻架在立井井筒施工 中的应用［Ｊ］．中州煤炭，２０１０（１）５５－５６． ［３］ 龚维东，张小美．五臂液压伞钻的研制与应用［Ｊ］．能源 技术与管理，２０１０（１）１０９－１１０． ［４］ 程志彬，马传银，杨晓信．液压伞钻研制及其在立井硬 岩爆破施工中的应用［Ｊ］．建井技术，２０１０（１）３５－３８， ３４． （上接第 ８８ 页） ［３］ 陈海初，吴方义，张厚宝，等．基于 ＡＤＡＭＳ 的缓降救生器 仿真［Ｊ］．机械设计与研究，２０１４，３０（３）１２７－１３１． ［４］ 韦建军．离心摩擦式高楼逃生缓降器的研发［Ｊ］．制造业 自动化，２０１２，３４（２）９０－９２． ［５］ 兰自勉，钟清．一种逃生液压缓降器的设计［Ｊ］．液压与 气动，２０１２（１２）７－８． ［６］ 康辉，陈沫．高层逃生自救设备的研究与创新设计［Ｊ］． 机械设计，２０１４，３１（１２）７８－８１． ［７］ 王兴东，钟升，王强，等．往复式液压缓降装置的动态特 性仿真研究［Ｊ］．机床与液压，２０１３，４１（１）１４２－１４５． ［８］ 王立杰，宋飚，黄平，等．液压阻尼式高楼救生装置设计 ［Ｊ］．液压与气动，２０１１（２）４４－４６． ［９］ 兰杰，许颖．一种液压阻尼式高楼逃生装置的设计［Ｊ］． 机械工程师，２０１３（５）３０－３１． ［１０］ ＧＢ ２１９７６ ２⁃２０１２ 建筑火灾逃生避难器材［Ｓ］． （上接第 ９５ 页） 吸油管和补油管的壁厚为 ２ ５ ｍｍ； 高压管的壁 厚为 ４ ｍｍ， 选用 ２０ 号冷拔无缝钢管。 管接头联接螺 纹为 Ｍ６０２ ｍｍ， 在具体情况选用时还要考虑其他元 件的尺寸。 δ高压管＝ ２４ ５ ０ ０５７ ２ ５００ ４ ＝ ０ ００５ ６ ｍ ７ 系统性能验算 该系统不是很复杂， 压力损失验算可以忽略。 由 于工作时间较短， 功率使用合理， 功率损失较小， 所 以不必要进行系统温升的验算。 ８ 结论 系统性地以力伺服波浪补偿吊机的相关技术参数 为依据， 对其力伺服液压系统进行设计和液压元件选 型， 不足之处在于未进行系统性能验算。 参考文献 ［１］ 鄢华林，姜飞龙．海洋平台吊机波浪补偿系统研究［Ｊ］． 液压与气动，２０１１（２）２２－２５． ［２］ 鲁克明．深海采矿双波浪补偿系统自适应跟踪控制［Ｊ］． 船海工程，２０１１，４０（３）９４－９７． ［３］ 余建星，李红涛．高架索海上补给装置在小型船舶补给 上的应用［Ｊ］．海洋技术，２００５，２４（２）５９－６２． ［４］ 胡火焰，邓智勇，张浩立．潜水器吊放回收装置液压系统 设计［Ｊ］．液压与气动，２００９（８）５７－５９． ［５］ 成大先．液压控制机械设计手册（单行本）［Ｍ］．北京化 学工业出版社，２００４． ［６］ 张利平．液压传动系统 ［Ｍ］．北京化学工业出版社， ２０１０． ［７］ 廖勇．波浪补偿起舰系统研究［Ｄ］．大连大连海事大学， ２０１０． ［８］ 李连升，刘绍球．液压伺服理论与实践［Ｍ］．北京国防 工业出版社，１９９０． ２０１机床与液压第 ４４ 卷
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