专利名称：一种工程车辆行走驱动液压系统的利记博彩app
技术领域：
本发明涉及一种工程车辆行走驱动系统，尤其是一种工程车辆行走驱动 液压系统。
背景技术：
工程机械和工程车辆种类繁多，形式各异，不同类型的工程机械结构各
不相同，但从功能的角度看，主要分为三部分主机、工作装置和行走枳4勾。 只具备主机和工作装置的称为固定式设备，如岸边集装箱起重机、塔式起重 机等；具备主机、工作装置和行走机构但需要借助外力才能行走的称为被动 式工程机械，如拖式混凝土输送泵、拖式压路机等；具备主机、工作装置和 行走驱动机构的称为自行式工程机械或工程车辆，如混凝土泵车、移动式起 重机、叉车等。自行式工程机械或工程车辆具有机动灵活的特点，其行驶性 能是衡量整机性能的重要指标。
目前，工程车辆的行走驱动系统主要釆用液力机械传动、液压传动等动 力传输方式、少数釆用机械传动和电传动等方式。所谓机械传动，是指/人发 动机到车轮的传动元件采用机械部件， 一般包括离合器、变速箱、万向节、 传动轴、驱动桥、轮边减速装置等。所谓液力机械传动方式是指从发动机到 车轮的传动元件中包括机械部件和液压元件相结合的方式， 一般包括离合器、 液力变矩器、变速箱、万向节、传动轴、驱动桥、轮边减速装置等。所谓液 压传动方式是指从发动机到车轮的传动元件基本采用液压元件，主要的液压 传动原件包括液压泵、液压阀、液压马达、驱动桥、轮边减速装置等。所谓
轮行驶。
上述传动方式中，液压传动具有传动功率大、布置灵活、易于控制等突 出优点，适合工程机械使用，因而得到了日益广泛的应用，在低速车辆和机 械上有取代其他传动方式的趋势。
由于工程枳d戒的ff走液压驱动系统往往是由通用液压元件构成的，所以 液压传动取代其他传动方式后，产生了一些不足之处，包括行走驱动、制动控制方式，液压系统的制动能力的发挥等方面。解决这些问题的途径包括更
加灵活的控制方式以提高通用液压元件的匹配柔性。所谓匹配柔性是指在不 改变液压元件的硬件装置的前提下，只需更改液压元件的控制电流等软参数 就能改变其使用性能，使其更好的匹配不同要求的应用场合。
目前，很多自行式工程机械如压路机、平地机、推土机、集装箱叉车、 港口轮胎起重机等采用闭式液压系统作为行走传动方案，其中的液压马达往 往是采用工程机械通用的双向液压马达，该马达的两个方向的使用性能相同。 而自行式工程机械前进和倒退两个方向的要求不甚相同甚至大不相同，造成 通用液压马达不能很好的适应工程机械的实际使用要求。
例如， 一般情况下，工程枳i械前进时，存在加速启动、平稳行-使、减速 制动三个过程。操作者期望的控制性能是，当工程机械加速启动时具有较高
的驱动力，能够快速完成启动过程；当工程机械制动时，能够具有较低的制 动力，实现柔和制动。再如，工程才几械前进时， 一般需要较大的驱动力，而 倒退或者采用倒退工作状态进行制动时，希望行驶动作比较柔和，不会出现 发出倒退指令立刻快速倒退的危险情况。上述采用双向液压马达的液压系统 由于液压马达在两个旋转方向上具有相同的特性，不能满足行走中前进倒退 期望具有不同控制特性的要求。
发明内容
针对上述缺陷，本发明解决的技术问题在于，提供一种工程车辆行走驱 动液压系统，该行走驱动液压系统能够^f吏工程机械在前进、倒退等不同的工 作状态下具有不同的行驶控制特性，满足操作者的操纵需求。
本发明提供的工程车辆行走驱动液压系统，包括双向液压泵、双向液压 马达，所述双向液压泵的两个油口分别通过连"l妄管路连"t妻所述双向液压马达 的驱动腔油口和倒退腔油口 ，通过上述连4妄管^各，双向液压泵向双向液压马 达供油；所述连接双向液压泵和双向液压马达的两个管路之间，并联安装有 溢流方向相反的驱动腔溢流阀和倒退腔溢流阀，其中，驱动腔溢流阀为所述 双向液压马达驱动腔提供溢流回路，倒退腔溢流阀为所述双向液压马达倒退 腔提供溢流回路；并且，所述驱动腔溢流阀的溢流压力阀值高于所述倒退腔
溢流阀的溢流压力阀值。
.优选地，所述倒退腔溢流阀具有比所述驱动腔溢流阀斜率更小的压力流 量特性曲线。
优选地，倒退腔溢流阀的额定溢流流量高于驱动腔溢流阀的额定溢流流量。
优选地，所述连接双向液压泵和双向液压马达的两个管路之间，还连接
有串联的第一补油单向阀和第二补油单向阀；其中，截至状态的高压端直接 与液压马达驱动腔油口连接的为第一补油单向阀，截止状态的高压端直4妻与 液压马达倒退腔油口连接的为第二补油单向阀；两个单向阀的截至状态低压 端相互连接，并且该端口连接补油泵的出油口 。
优选地，所述双向液压泵具体为双向变量液压柱塞泵。 优选地，所述双向液压马达具体为双向柱塞液压马达。 优选地，所述补油泵为与所述双向液压泵集成的先导齿轮泵，该先导齿 轮泵的进油口直接连接油箱。
与现有技术相比，本发明提供的工程车辆行走驱动液压系统在双向液压 马达的驱动腔油口和倒退腔油口之间安装了两个溢流方向相反溢流阀，并且 两个溢流阀的溢流压力不同，其中，使车辆正常前进状态时的溢流压力4交高， 车辆倒退工作状态时的溢流压力较低，这就使该液压系统在驱动和倒退工作 时，其最高稳定工作压力也相应有高低差别，正常前进驱动时，最高稳定工 作压力高，相应的，液压系统能够提供较高的最大驱动能力，使车辆正常前 进行驶时可获得较高的加速度；倒退工作状态时，最高稳定工作压力低，相 应的，液压系统提供的最高驱动能力较低，使车辆倒退时最高加速度较低， 行驶特性较为柔和。上述行驶特性能够较好的满足车辆的工作要求，获得最 佳的驱动效果。
在本发明的优选实施例中，为该液压系统提供了补油回路，可以4吏该液 压系统的液压压力不致于过低，避免系统中液压油损耗造成的液压系统工作 不正常。
本发明还为该液压系统中各液压元件的选择提供了 一些较优的方案，使 用这些液压原件，可以^i亥液压系统具有较佳的性能。
图1是本发明第一实施例提供的工程车辆行走驱动液压系统的液压原理
简图2是本发明第一实施例中的两个溢流阀的压力流量特性曲线；
图3是本发明第一实施例中提供的液压系统工作在正常行驶状态时，系
统压力随时间变化的范围和过程的示意图。
具体实施例方式
请参看图1,该图为本发明第一实施例提供的工程车辆行走驱动液压系 统的液压原理简图。
如图所示，该工程车辆行走驱动液压系统包括双向液压泵1、双向液压 马达2，所述双向液压泵1的两个油口分别通过连4妄管路连4妄所述双向液压 马达2的驱动腔油口 A和倒退腔油口 B。所述双向液压马达2在双向液压泵 1提供不同流向的液压油时，可以分别在两个方向上旋转。该双向液压马达2 在两个旋转方向上的输出特性是一致的，但是，在实际使用中，两个旋转方 向的作用不同，其中一个旋转方向驱动车辆前进，另一个旋转方向使车辆倒 退或者制动。为了区分双向液压马达的两个油口 ，以双向液压马达2处于驱 动车辆前进的旋转方向时，其高压油口称为驱动腔油口 A,相应的，低压油 口称为倒退腔油口 B。
上述双向液压泵1和双向液压马达2相互连4^的管聘4勾成一个简易而完 整的液压回路，所述双向液压泵1在原动机的带动下，向不同的方向旋装， 即可向所述双向液压马达2提供不同流向的液压油，使其向不同方向旋转， 从而实现车辆的前进或者倒退，以及制动。但是，该简易的液压回路存在明 显缺陷，主要问题在于，该液压回路中的双向液压泵1和双向液压马达2在 两个旋转方向上均具有相同的工作特性，而实际车辆则在前进和倒退时期望 具有不同的控制特性。前进时，希望能够提供足够的控制力矩，能够迅速加 速；倒退或者釆用倒退工作状态制动时，希望能够比较柔和，不会由于加速 度过大引起操控不便。
针对上述问题，图1所示的液压系统中，在所述双向液压泵1油口和双 向液压马达2的驱动腔油口 A、倒退腔油口 B的两个连接管路之间，并联安
装了溢流方向相反的驱动腔溢流阀3-1和倒退腔溢流阀3-2;其中，驱动腔溢 流阀3-1的溢流方向是/人驱动腔油口 A流向倒退腔油口 B;倒退腔溢流阀3-2 的溢流方向是/人倒退腔油口 B流向驱动腔油口 A。上述溢流阀的溢流压力阀 值不同，其中，驱动腔溢流阀3-1的溢流压力阀值P1高于倒退腔溢流阀3-2 的溢流压力阀值P2。 一个典型的数值是，所述驱动腔溢流阀3-1的溢流压力 阀值Pl为35MPa,所述倒退腔溢流阀3-2的溢流压力阀值P2为20MPa。
上述驱动腔溢流阀3-1和倒退腔溢流阀3-2分别决定了该液压系统工作 在驱动工作状态或者倒退工作状态时的最高压力，由于两个溢流阀溢流压力 阀值的区别，使该液压系统在驱动工作状态时的最高系统压力高于在倒退工 作状态下的最高系统压力。这样，在驱动工作时，该液压系统通过所述双向 液压马达2提供较大的最高驱动力；在倒退工作时，该液压系统则通过所述 双向液压马达2提供较小的最高驱动力。相应的，该车辆前进时可获得较大 的最高加速度，而该车辆倒退时，则可获得较小的最高加速度。
上述驱动腔溢流阀3-1和倒退腔溢流阀3-2除了溢流压力阀值不同之外， 还具有不同的压力流量特性。请参看图2，该图示出两个溢流阀的压力流量 特性曲线。该图的横坐标表示流量，纵坐标表示压力。所述驱动腔溢流阀3-l 的压力流量特性曲线为图中的斜线D1，所述倒退腔溢流阀3-2的压力流量特 性曲线为图中斜线D2。可以看出，斜线D1的斜率较斜线D2高，其在图形 上所处位置也高于斜线D2。这表示，驱动腔溢流阀3-1的压力流量比高于倒 退腔溢流阀3-2的压力流量比，也就是相同的压力下，驱动腔溢流阀3-1的 溢流流量通过能力较小，而倒退腔溢流阀3-2的溢流流量通过能力比较大。 对应于溢流阀溢流压力阀值的溢流流量称为该溢流阀的额定溢流流量。对于 驱动腔溢流阀3-1,在对应于溢流压力阀值Pl的压力下，对应的额定溢流流 量为Ql;对于倒退腔溢流阔3-2,在对应于溢流压力阀值P2的压力下，对 应的额定溢流流量为Q2，图2中示出，QKQ2,典型地，驱动腔溢流阀3-1 在处于溢流压力阀值点Pl = 35MPa时对应的额定溢流流量Ql为400L/min; 倒退腔溢流阀3-2在处于溢流压力阀值点P2 = 20MPa时对应的额定溢流流量 Q2为600L/min。上述不同的额定溢流流量使溢流阀达到溢流压力阀^直，并 且开始溢流的情况下，溢流流量不同，对高压侧的降压效果也不同；对于倒
退腔溢流阀3-2选择压力流量比低的溢流阀，使其达到溢流阀值时额定溢流 流量较高，可以避免降压不充分造成倒退驱动能力过硬的状况，即，在倒退 或者需要使该液压系统工作在倒退状态进行制动时，如果出现高于溢流压力
阀值的情况，倒退溢流阀3-2将迅速通过足够的溢流流量，使系统压力迅速 降低，倒退或者制动柔和。
请继续参看图1,在该工程车辆行走驱动液压系统中，所述连4妄双向液 压泵1和双向液压马达2的两个管路之间，还连接有串联的笫一补油单向阀 4-1和第二补油单向岡4-2;其中，第一补油单向阀4-1在截至状态的高压端 直4妄与所述双向液压马达2的驱动腔油口 A连接，所述第二补油单向阀4-2 截止状态的高压端直接与所述双向液压马达2的倒退腔油口 B连接；两个单 向阀的截至状态低压端相互连接，形成两者的公共端C;该公共端C通过管 3各连4妄一补油泵5的出油口 ；该补油泵5为 一个与所述双向液压泵1集成的 先导齿轮泵，其出油口如上所述向第一补油单向阔4-1和第二补油单向阀4-2 的公共端C提供压力，其进油口连接油箱6。该补油泵5的作用在于向该液 压系统中补油。在所述双向液压泵1工作时，该补油泵5也同时工作，并且 无论所述双向液压泵1旋转方向如何，补油泵5始终是将油箱6中的液压油 抽出，并以一定的压力从出油口泵出。上述补油泵5和第一补油单向阀4-1、 第二补油单向阀4-2共同构成本液压系统的补油回路。
需要上述补油回路的原因在于，该液压系统的主回路是一个闭式系统， 理论上，该液压系统中的液压油会循环流动，但是由于各个环节的渗漏等， 会造成液压油的损失，如果始终不进行补充，该系统会由于液压油量不足而 最终无法正常运行。由于系统中液压油减少首先表现为低压端由于油量不足 而压力过低，可以以此为标准，向该液压系统补油，弥补液压油的损失。
在该系统中，所述补油泵5的出油口提供一个典型压力值为2.5MPa的 输出压力，该输出压力加于所述第一补油单向阀4-1和第二补油单向阀4-2 的公共端C，该公共端C由于两侧管路均设置单向阀，因此，不论该液压系 统处于何种工作状态，其低压侧的压力首先与该公共端C从补油泵5获得的 2.5MPa的压力比较，由于该7>共端C处于两个单向阀截至时的低压侧，因 此，只要系统低压侧的压力高于2.5MPa,则上述单向阀均不导通；当系统低
压侧的压力低于2.5MPa时，通向该低压侧的单向阀在补油泵5提供的2.5MPa 的压力的作用下导通，向该液压系统低压侧补油。经过补油后，该系统中损 耗的液压油得以补充，液压系统低压侧的压力得以恢复，最终，该压力将使 所述导通的单向阀重新截至，系统恢复正常的工作状态。
上述补油油路的作用和上述溢流油路相结合，达到的效果是使整个系统 工作在一个合适的压力范围下。请参看图3，该图示出该液压系统工作在正 常行驶状态时，系统压力的变化范围和过程，可以看出，系统压力高于驱动 溢流阀3-1的溢流压力35MPa时，其压力会由于驱动溢流阀3-1的动作而很 快降低；同样，当系统压力低于补油泵5的出口压力2.5MPa时，系统压力 会由于补油回路的作用而迅速恢复。这样，该液压系统的压力一般在正常状 态下将处于两个极限压力之间。
在上述液压系统中，所述双向液压泵1具体优选釆用双向变量液压柱塞泵。
在上述液压系统中，所述双向液压马达2优选采用双向柱塞液压马达。 在上述液压系统中，所述补油泵5使用齿轮泵。
在上述液压系统中，所述溢流阀可釆用电比例控制的可调溢流阀，或者 液压比例控制的可调溢流阀。上述可调溢流阀可以按照需要通过提供电流或 者压力调整溢流阀的溢流压力阔值，使该液压系统的最高工作压力可以根据 需要调整。
上述液压系统工作时，当双向液压马达2处于驱动工作状态时，液压系 统的上限压力为驱动腔溢流阀3-1的溢流压力阀值。 一旦系统压力高于该溢 流压力阀值，则处于高压侧的驱动腔油口 A—侧的液压油将通过该驱动腔溢 流阀3-1流向低压侧的倒退腔油口 B,使系统压力降低，在驱动腔溢流阀3-1 的溢流压力阀值为35MPa时，该液压系统的最高的稳定工作压力不会超过 35MPa。同样原因，当液压系统工作在倒退状态，包括车辆倒退或者车辆由 于制动而需要工作在倒退状态时，液压系统的稳定工作压力上限决定于倒退 腔溢流阀3-2的溢流压力阀值，即为20MPa。由于液压马达向外提供的驱动 力与液压系统的压力成正比，因此，在该液压系统工作在驱动工作状态时， 其最大驱动力由于系统最高稳定工作压力较高而较高，使该车辆能够获得较
高的加速度。相反，当该液压系统工作在倒退工作状态时，其最大驱动力由 于该液压系统的最高稳定工作压力较低，车辆能够获得的最高加速度4支低，
使车辆的动力特性表现为较柔和，不会产生倒退时速度突然升高造成失控。
需要说明的是，使用该液压系统的车辆在制动时，可以仅仅增加双向液
压马达2的排量，但是这种制动方式可能无法达到所需的制动效果，如果制
动要求更高时，就需要将双向液压马达2反转，这样，该液压系统就工作在 倒退状态。在这种制动状态下，由于液压系统的最高驱动力较小，则该车辆 制动时动作不会过硬，可以获得柔和的制动效果。
以上实施例仅仅提供了该液压系统的简要工作原理，实际的工作系统为 了获得更佳的工作效果，还可在该液压系统中配备其它相关辅助部件。本领 域工作人员在上述实施例的指导下，可以依据现有的相关公知技术，无需创 造性劳动，即可进行上述工作，在此不予详述。
以上所述仅是本发明的优选实施方式，应当指出，对于本技术领域的普 通技术人员来说，在不脱离本发明原理的前提下，还可以做出若干改进和润 饰，这些改进和润饰也应视为本发明的保护范围。
权利要求
1、一种工程车辆行走驱动液压系统，包括双向液压泵、双向液压马达，所述双向液压泵的两个油口分别通过连接管路连接所述双向液压马达的驱动腔油口和倒退腔油口，通过上述连接管路，双向液压泵向双向液压马达供油；其特征在于，所述连接双向液压泵和双向液压马达的两个管路之间，并联安装有溢流方向相反的驱动腔溢流阀和倒退腔溢流阀，其中，驱动腔溢流阀为所述双向液压马达驱动腔提供溢流回路，倒退腔溢流阀为所述双向液压马达倒退腔提供溢流回路；并且，所述驱动腔溢流阀的溢流压力阀值高于所述倒退腔溢流阀的溢流压力阀值。
2、 根据权利要求1所述的工程车辆行走驱动液压系统，其特征在于，所 述倒退腔溢流阀具有比所述驱动腔溢流阀斜率更小的压力流量特性曲线。
3、 根据权利要求2所述的工程车辆行走驱动液压系统，其特征在于，倒 退腔溢流阀的额定溢流流量高于驱动腔溢流阀的额定溢流流量。
4、 根据权利要求3所述的工程车辆行走驱动液压系统，其特征在于，所 述连接双向液压泵和双向液压马达的两个管路之间，还连接有串联的第一补油 单向阀和第二补油单向阀；其中，截至状态的高压端直接与液压马达驱动腔油 口连接的为第 一补油单向阀，截止状态的高压端直接与液压马达倒退腔油口连 才秦的为第二补油单向阔；两个单向阀的截至状态低压端相互连4妄，并且该端口 连"l妄^卜油泵的出油口。
5、 根据权利要求1-4任一项所述的工程车辆行走驱动液压系统，其特征 在于，所述双向液压泵具体为双向变量液压柱塞泵。
6、 根据权利要求5所述的工程车辆行走驱动液压系统，其特征在于，所 述双向液压马达具体为双向柱塞液压马达。
7、 根据权利要求6所述的工程车辆行走驱动液压系统，其特征在于，所 述补油泵为与所述双向液压泵集成的先导齿轮泵，该先导齿轮泵的进油口直接 连4妄油箱。
全文摘要
本发明公开一种工程车辆行走驱动液压系统，包括双向液压泵、双向液压马达，双向液压泵的两个油口分别通过连接管路连接双向液压马达的驱动腔油口和倒退腔油口，通过上述管路，双向液压泵向双向液压马达供油；连接双向液压泵和双向液压马达的两个管路之间，并联安装有溢流方向相反的驱动腔溢流阀和倒退腔溢流阀，其中，驱动腔溢流阀为双向液压马达驱动腔提供溢流回路，倒退腔溢流阀为双向液压马达倒退腔提供溢流回路；并且，所述驱动腔溢流阀的溢流压力阀值高于所述倒退腔溢流阀的溢流压力阀值。与现有技术相比，本发明提供的工程车辆行走驱动液压系统在倒退工作时，其最高稳定工作压力低，使车辆倒退时最高加速度较低，行驶特性较为柔和。
文档编号F15B11/08GK101178083SQ200710302248
公开日2008年5月14日 申请日期2007年12月20日 优先权日2007年12月20日
发明者曹显利, 李翠英 申请人:三一重工股份有限公司