重载高速液压振动冲击系统

摘要

本发明公开了一种重载高速液压振动冲击系统。该系统由单出杆液压缸、控制阀、高压补油阀、切换阀、蓄能器、溢流阀，差动式液压摆动缸和换向阀等主要元件构成。控制阀出油口与单出杆缸的无杆腔连接，进油口与蓄能器连接。高压补油阀的出油口与单出杆缸的无杆腔连接，进油口与高压油路连接。切换阀的出油口与单出杆缸的有杆腔连接，进油口与高压油路连接。本系统将控制阀和高压补油阀集成一体，阀芯与差动式液压摆动缸连接，由液压摆动缸直接驱动。差动式液压摆动缸与一个换向阀相连，使摆动缸一端常通高压油，另一端通过换向阀切换分别与高压油和油箱相连，形成差动摆动驱动主控阀阀芯。本发明冲压速度高，冲压公称力大，操作简单安全。

权利要求

1.重载高速液压振动冲击系统，包括单出杆液压缸、控制阀、高压补油阀、切换阀、蓄能器、溢流阀、差动式液压摆动缸、换向阀、主控阀阀芯和高压油泵，其特征在于：控制阀出油口与单出杆液压缸的无杆腔连接，进油口分别与溢流阀、蓄能器连接；高压补油阀的出油口与单出杆液压缸的无杆腔连接，进油口与高压油路连接；切换阀的出油口与单出杆液压缸的有杆腔连接，进油口与高压油路连接；控制阀和高压补油阀集成一体，其阀芯为主控阀阀芯，主控阀阀芯与差动式液压摆动缸连接，由差动式液压摆动缸直接驱动；差动式液压摆动缸与换向阀相连，使摆动缸一端常通高压油，另一端通过换向阀切换分别与高压油、油箱相连，形成差动摆动来驱动主控阀阀芯；

系统根据强制配流控制时序控制主控阀的开合，低载时液压缸快进，由蓄能器作为低压压力源通过控制阀进行供油；重载冲压时高压补油阀提供高压油，使液压缸无杆腔内的油液加压到高压油源的压力；快退时，切换阀打开，提供高压油并将液压缸无杆腔的油液通过控制阀压入蓄能器储能，多余的油液经溢流阀回油箱。

2.根据权利要求1所述的重载高速液压振动冲击系统，其特征在于：所述的液压摆动缸由一个两位三通换向阀控制，形成差动直接驱动主控阀阀芯；当换向阀工作在左位时，液压摆动缸处于差动式工作状态，通过设计使摆动缸左腔面积大于右腔面积，则液压摆动缸向右旋转，驱动主控阀阀芯打开或关闭阀口，并使主控阀保持在该工作状态；当换向阀工作在右位时，摆动缸右腔接高压油、左腔接油箱，则摆动缸向左旋转，驱动主控阀阀芯关闭或打开阀口，并使主控阀保持在该工作状态。

说明书

重载高速液压振动冲击系统

技术领域

[0001] 本发明涉及一种重载高速液压振动冲击系统。

背景技术

[0002] 液压振动技术在我国研究起步较晚。我国从20世纪60年代开始研制应用于矿山开采、路面破碎等的液压振动装置。20世纪90年代以来，国内科研人员对液压振动冲击系统进行了大量研究，并在冶金、铸造、机械加工等领域取得了众多成果，其中，以浙江大学、燕山大学、东南大学、太原理工大学等高校为典型代表。然而，由于现阶段高频伺服阀或高速开关阀等核心元件的功率限制，目前的液压振动冲击系统多为小功率输出装置，无法满足现代工业对振动冲击装置的“重载”、“大冲程”、“高速”等性能要求。

发明内容

[0003] 本发明的目的是解决现有的液压振动冲击系统冲压速度慢、冲压公称力小，且能量损耗大的技术问题。

[0004] 为解决上述技术问题，本发明采用的技术方案是：

[0005] 本发明包括单出杆液压缸、控制阀、高压补油阀、切换阀、蓄能器、溢流阀、差动式液压摆动缸、换向阀、主控阀阀芯和高压油泵，控制阀出油口与单出杆液压缸的无杆腔连接，进油口分别与溢流阀、蓄能器连接；高压补油阀的出油口与单出杆液压缸的无杆腔连接，进油口与高压油路连接；切换阀的出油口与单出杆液压缸的有杆腔连接，进油口与高压油路连接；控制阀和高压补油阀集成一体，其阀芯为主控阀阀芯，主控阀阀芯与差动式液压摆动缸连接，由差动式液压摆动缸直接驱动；差动式液压摆动缸与换向阀相连，使摆动缸一端常通高压油，另一端通过换向阀切换分别与高压油、油箱相连，形成差动摆动来驱动主控阀阀芯。

[0006] 系统根据强制配流控制时序控制主控阀的开合，低载时液压缸快进，由蓄能器作为低压压力源通过控制阀进行供油；重载冲压时高压补油阀提供高压油，使液压缸无杆腔内的油液加压到高压油源的压力；快退时，切换阀打开，提供高压油并将液压缸无杆腔的油液通过控制阀压入蓄能器储能，多余的油液经第一溢流阀回油箱。

[0007] 进一步说，所述的液压摆动缸由一个两位三通换向阀控制，形成差动直接驱动主控阀阀芯；当换向阀工作在左位时，液压摆动缸处于差动式工作状态，通过设计使摆动缸左腔面积大于右腔面积，则液压摆动缸向右旋转，驱动主控阀阀芯打开或关闭阀口，并使主控阀保持在该工作状态；当换向阀工作在右位时，摆动缸右腔接高压油、左腔接油箱，则摆动缸向左旋转，驱动主控阀阀芯关闭或打开阀口，并使主控阀保持在该工作状态。

[0008] 本发明冲压速度高，冲压公称力大，操作简单安全，且工作效率高、能量损耗较小。

附图说明

[0009] 图1重载高速液压振动冲击系统的结构示意图；

[0010] 图2液压摆动缸的结构示意图；

[0011] 图3强制配流的控制时序图。

具体实施方式

[0012] 以下结合附图对本发明作进一步说明：

[0013] 如图1和图2所示，本实施例由单出杆液压缸1、控制阀6、高压补油阀7、切换阀2、蓄能器11、溢流阀3、12、差动式液压摆动缸9、换向阀8、高压油泵4和电机5等主要元件构成。控制阀6出油口与单出杆缸1的无杆腔连接，进油口与蓄能器11连接。高压补油阀7的出油口与单出杆缸1的无杆腔连接，进油口与高压油路连接。切换阀2的出油口与单出杆缸1的有杆腔连接，进油口与高压油路连接。具体实施过程中将控制阀6和高压补油阀7集成一体，阀芯10与差动式液压摆动缸9连接，由摆动缸9直接驱动。差动式液压摆动缸9与一个换向阀8相连，使摆动缸9一端常通高压油，另一端通过换向阀8切换分别与高压油和油箱相连，形成差动摆动驱动主控阀阀芯10。

[0014] 系统采用强制配流式液压回路，主控阀是由控制阀6和高压补油阀7集成一体的高速转阀，其阀芯10由差动式液压摆缸9直接驱动。根据强制配流控制时序控制主控阀的开合，低载时液压缸快进，由蓄能器11作为低压压力源通过控制阀6进行供油，降低了系统功率。重载冲压时高压补油阀7提供高压油，使液压缸1无杆腔内的油液加压到高压油源的压力，该工作方式减小了高压油液的流量，进一步降低了系统功率。快退时，切换阀2打开提供高压油并将液压缸1无杆腔的油液通过控制阀6压入蓄能器11储能，多余的油液经溢流阀12回油箱，从而极大地减少系统功率。主控阀和切换阀均集成在液压缸1上，进一步提高了系统响应。控制阀6和高压补油阀7集成一体，构成主控阀阀体，由同一个阀芯10驱动，避免了各个控制阀之间出现信号延迟，使高压补油阀7开启之前，控制阀6完全关死。

[0015] 液压摆动缸9由一个两位三通换向阀8控制，形成差动直接驱动主控阀阀芯10，提高主控阀的功率和响应频率。当换向阀8工作在左位时，摆动缸9处于差动式工作状态，通过设计使摆动缸9左腔面积大于右腔面积，则摆动缸向右旋转，驱动主控阀阀芯10打开（或关闭）阀口，并使主控阀保持在该工作状态；当换向阀8工作在右位时，摆动缸9右腔接高压、左腔接油箱，则摆动缸9向左旋转，驱动主控阀阀芯10关闭（或打开）阀口，并使主控阀保持在该工作状态。

[0016] 具体的：当换向阀8工作在左位时，摆动缸9处于差动式工作状态，通过设计使摆动缸左腔面积大于右腔面积，则摆动缸9向右旋转，驱动主控阀阀芯10向右转动，使主控阀工作在下位，即控制阀6、高压补油阀7工作在下位，切换阀2工作在下位，则蓄能器11与液压缸1无杆腔连通，液压缸1无杆腔通油箱，液压缸1在高压油源作用下快速下降。当液压缸1接触工件时，换向阀8工作在右位，摆动缸9右腔接高压、左腔接油箱，则摆动缸9向左转动，驱动主控阀芯10向左转动，使主控阀工作在上位，切换阀2工作在下位时，蓄能器11与液压缸1无杆腔不连通，高压油源与液压缸1无杆腔连通，液压缸1在高压油液作用下，实现工进冲压动作。冲压完成后，换向阀8工作在左位，液压摆动缸9向右旋转，使主控阀工作在下位，切换阀
2工作在上位，蓄能器11与液压缸1无杆腔连通，高压油源与液压缸1无杆腔不连通，液压缸1下部有杆腔与高压油源连通，此时，液压缸在高压油液作用下，实现快退动作。

[0017] 如图3可知主控阀6和高压补油阀7在液压缸1下降和上升时处于同一状态，持续时间为40ms，加压工进时间为20ms。因此液压摆动缸9向右旋转，并在极限位置保持40ms，向左旋转，并在极限位置保持20ms。