垃圾壓縮設備液壓系統定轉變研究

唐擁軍，余承旺

（廣西玉柴專用汽車有限公司，廣西 南寧537005）

0 引言

目前，國內固廢垃圾的壓縮與轉運所使用的設備，按集成形式主要分為兩類：一體式和分體式。按垃圾壓縮方式主要分為水平式、垂直式和刮板式壓縮。無論哪種方式，設備的液壓系統基本采用定量泵+節流調速系統進行控制，節流調速系統有結構簡單，維修方便的優點，但也存在節流損失大、匹配電機功率高、節流噪音大等缺點。

隨著技術發展與市場環境的需求變化，垃圾處理由單一的壓縮功能朝著多功能轉變，如預壓脫水、垃圾防夾帶等，液壓系統的循環動作變得也越來越復雜。同時，隨著能源的日趨緊張，用戶對節能降耗的要求越來越高。液壓傳動控制系統節能發展可分為三個階段，即閥控制階段、泵排量（容積）控制階段和泵轉速控制階段，九十年代國外開始普及泵排量控制系統[1]。歐美發達國家在工業應用范圍里，則愈來愈多地使用變量泵來替代定量泵。在我國也已出現了同樣的傾向，在工業領域中，特別是在大型冶金液壓系統中，逐步地使用變量泵，包括恒壓變量泵來代替傳統的定量泵[2]。變量系統作為一種節能高效的系統，在垃圾集運行業也有著廣闊的應用前景。

當前國內垃圾壓縮設備的液壓系統工作壓力一般在16 MPa～18 MPa這個級別，屬于中低壓系統，隨著國內液壓件制造水平的提高，其可靠性也得到了大幅改善，因此，可以通過提高液壓系統的工作壓力，讓液壓系統更加的緊湊和輕量化，提高垃圾轉運能力，降低運營成本。

刮板式垃圾壓縮機一種能將固廢垃圾進行刮取提升、垃圾破碎、擠壓脫水、壓縮推進的一種復合型設備，動作最為復雜，因此本文以此為對象，實施應用容積調速系統，進行液壓系統定轉變與高壓化設計研究。

1 刮板垃圾壓縮設備的結構及工作原理

圖1是固定式刮板垃圾壓縮機，本文以其為對象，進行說明。

圖1 壓縮機結構

其工作過程：（1）垃圾倒入垃圾壓縮腔，破碎板2在油缸的作用下向下運動將垃圾破碎；（2）破碎油缸至行程終點后，擠壓板連帶著破碎板將垃圾提升并擠壓；（3）擠壓油缸至行程終點后，壓縮板推出，將垃圾推入垃圾箱并壓縮。保壓一段時間后復位進入下一個工作循環。

破碎板、擠壓板、壓縮板由于自重，下降時可能會產生吸空現象而導致抖動，為避免此問題，在油缸回油路增加了單向節流閥進行調速，由此而產生節流損失。

在工作過程中，當負載上升，系統壓力上升達到溢流閥開啟壓力，一部分流量將從溢流閥流走，進入油缸的流量減少，油缸速度下降，由此而產生溢流損失。

圖2為由定量泵、節流閥和溢流閥組成的液壓調速回路簡圖，節流閥和溢流閥在調速過程中要產生能量損失。

圖2 主要動作液壓油路簡圖

式中Nb為泵輸出功率；Pb為泵出口壓力；Qb為泵輸出流量；

負載的有效壓力：

式中△Pc為液壓閥及管路的壓力損失，在閥開口與管路一定的情況下，△Pc正比于流量Q。

液壓閥產生的功率損失為：

式中△P為閥進出口壓差，Qm為閥的通過流量。

此時定量泵的輸出功率Nb分成三部分：負載消耗的功率NL、節流損失功率△Nc、溢流損失功率△Ns，即

其中負載的輸入功率NL為系統輸出的有用功；要減少液壓系統的能量損失，應從減少△Ns和△Nc方面著手[3-5]。

由式（1）可知，定量泵流量不變，電機的功率由系統最高工作壓力決定。在油缸的空行程中，速度最快，但系統的壓力遠低于最高工作壓力，此時電機并沒有滿負荷工作，造成電機功率的浪費。

在破碎、壓縮垃圾時，由式（2）、式（3）可知，泵出口壓力Pb由溢流閥調定，基本上不變，負載的阻力上升時，通過溢流閥溢流后，進入主油路的流量減少，則△Pc下降，因此負載壓力PL上升，溢流部分的流量為損失的能量。在保壓階段，PL等于Pb，能量全部從溢流閥損失。

負載敏感變量泵能使泵的輸出壓力和流量自動適應負載需求，大幅度提高液壓系統效率，降低電機的備轉容量。

根據垃圾壓縮機的工作特點，選用恒功率泵控制系統。使電機在不同工況下，都能工作在最大功率狀態，充分利用電機的功率。

2 恒功率控制原理

根據泵功率公式（1），要保持功率輸出恒定，則流量Qb要隨著壓力Pb成反比變化。因此變量泵內集成壓力反饋機構，通過壓力反饋機構控制泵的斜盤角度，改變泵的排量。

如圖3所示是一種位移直接反饋變量控制結構，伺服閥一端的彈簧力與泵出口壓力比較，當壓力上升時，伺服閥向右移動，帶動伺服油缸驅動斜板角度變小，泵排量變小；壓力減小時，彈簧力將伺服閥向左推動，泵排量變大[6]。

圖3 位移直接反饋

反饋彈簧由一大一小兩根彈簧組成，伺服閥在初始位置時，大彈簧有一定初始壓縮量，作為控制機構的起調壓力；小彈簧與伺服閥有一定間距。根據伺服閥兩端的受力平衡條件：

大彈簧單獨接觸階段：

式中K1為大彈簧剛度，x0為大彈簧初始壓縮量，x1為伺服閥閥芯位移量。

雙彈簧接觸階段

式中K2為大彈簧剛度，d為小彈簧初始距離，x2為伺服閥閥芯位移量。

因此，泵的壓力流量曲線是由兩端不同斜率組成的直線，通過設定合適的彈簧剛度，可得到近似雙曲線的曲線。如圖4所示。

圖4 雙彈簧恒功率泵壓力-流量曲線

3 變量泵選型

根據市場的情況和用戶的要求，電機的功率由定量泵系統的22 kW降為15 kW。

系統壓力由最大負載決定，壓縮機的推力F=P·S（S是油缸缸徑）。提高壓力P，可以減小油缸缸徑，但受到活塞桿穩定性的限制，缸徑不能太小。經過核算，初選壓力24 MPa。壓力由16 MPa升為24 MPa，推力不變的情況下，油缸缸徑可以減小：D1=0.82 D0（其中D1新油缸缸徑；D0舊油缸缸徑）。

從圖4可知，恒功率泵在低壓區有一段恒流量線，系統低于起始變量壓力時，排量都是最大值。變量泵輸出功率為Nt=Qmax·PS（其中Qmax為泵最大流量；PS為起始變量壓力）。起始變量壓力決定系統最大流量的工作時間，系統在空行程階段皆要求在最大速度運行。因此參考定量系統實際工作過程的壓力值，設定起始變量點壓力值。

根據排量與壓力選定泵的型號，最終選擇力士樂A10VSO45變量柱塞泵。

4 變量系統節能效果

系統能量的損失

其中△P為能量損失部件的壓力差，△Q為損失流量，T為運轉時間。

系統的總能量

壓力P隨負載變化而變化，流量Q定量泵是恒定的，因此定量泵總能量可用平均壓力估算。

（1）待機空運轉損失

作業過程中存在對接箱體、倒垃圾等待機時間，約占總作業時間的5%～10%。空運轉空流損失Wk=Pk·Q·Tk。其中Pk為空運作壓力，Tk為空運轉時間。

由于垃圾壓縮機泵與閥的距離較遠，定量系統通過閥中位卸荷回油箱，壓力損失較高，一般達到1.5～2 MPa。損失占總能量的1%～1.5%。

變量系統油路采用正流量控制，閥處于中位時，油泵流量接近于0，壓力也接近于0，系統處于待命狀態。因此變量系統在空運轉時能量損失很小，接近于0。

（2）溢流損失

壓縮機在一個壓縮循環中，定量系統在壓縮時如果阻力增大，壓力達到最大壓力，油缸速度下降，部分流量從溢流閥溢流，溢流量和時間與垃圾的成分、數量以及壓縮的階段有關。能量損失平均約占總能量的2%～4%。

另外壓縮后一般保壓1～2 s，油泵流量全部從溢流閥溢流。一個壓縮循環一般是50～60 s，保壓能量損失約占總能量的3%～6%。

變量系統基本沒有溢流損失。

（3）節流損失

壓縮機的輔助動作有垃圾斗提升垃圾、耙桿耙落垃圾，它們的油缸小，需要的流量只有最大流量的1/4，定量系統通過節流閥節流實現，大部分流量都從溢流閥流失。工作一次的總時間10 s，按平均提升一斗垃圾可壓縮三次計算，這部分能量損失大概占3%～5%。

變量泵可通過外控口控制流量，外控口連接設定壓力時，泵出于小流量工作。通過電磁閥控制外控口的油路通斷，當提升垃圾斗、耙垃圾時油泵處于小流量工作，減小節流損失。

綜上，垃圾壓縮機應用變量泵系統可比定量泵系統節能9%～16%。

5 功率利用率

通過實際工況測量，定量泵與變量泵的電機功率利用率如圖7，可明顯看到變量泵系統可以充分利用電機的功率。

圖7 定量泵與變量泵的電機功率利用率

6 結語

變量系統與定量系統相比，減少了能量的損失，提高了工作效率，有效地利用電機功率，有效降低泵的備轉容量。因此，變量系統在垃圾壓縮設備有著廣闊的應用前景。

變量泵在相同的功率和工作效率下，系統的工作壓力相比定量泵可提高很多。液壓系統高壓化有利于壓縮設備的小型化、輕量化，經過固定壓縮設備應用成功后，同樣也可應用于垃圾壓縮車，提升垃圾壓縮車的運載能力。