科技信息

2010 年

第 17 期

SCIENCE & TECHNOLOGY INFORMATION

科

●

●

（上接第

446 页）务器，可有效地解决客户机访问服务层瓶颈。

4

总结

计费账务系统是电信运营企业开展经营活动的核心系统之一，计

费系统是电信运营支撑系统（OSS）实现运营收入的源头和依据。 电信
计费系统的准确性、实时性直接关系到客户服务质量和电信运营商的
收入。 因此计费系统在电信运营支撑系统 OSS 中占有重要的地位。 本
文从数据库技术、共享内存处理技术以及三层应用体系结构来对计费
系统应用，但是还是存在着很大的发展空间和改进空间。

【参考文献】

［1］

曲道俊

.

新一代电信运营商运营支撑系统中的客户服务

.

中国数据通信，

2003

Vol.5,No.07.

［2］

汤庸

,

主编

.Delphi4

编程范例与元件库参考

.

海潮出版社

,1999.

［3］

胡欣杰

,

编写

.oracle 9i

数据库管理员指南

.

北京希望电子出版社

,2002.

作者简介：裴莹莹

(1981.6

—

)

，女 ，

2004

年毕业于重庆邮电学院 ，学 士 学 位 ，

中国联合网络通信有限公司，助理工程师。

翟云腾

(1974.5

—

)

，男，

1997

年毕业于同济大学，学士学位，中国联合网络通

信有限公司，工程师。

[责任编辑：曹明明]

1

起重机的液压系统介绍

利用外来动力驱动液压油泵向整个工作系统提供高压油液，通过

操纵手动换向阀，支腿多路阀以及上控制多路阀将油液分配到各个执
行元件，以完成起重机作业所需要的各种动作。

2

对起重机液化系统的优化设计

根据市场反馈信息发现，该起重机经常出现憋泵和支腿动作速度

较慢的情况，针对以上情况进行分析，对系统进行优化设计。

2.1

液压系统憋泵分析

根据起重机液压系统图分析：出现憋泵现象的原因主要是压力升

高太快，使油泵的压力达到了其承受的最大压力值，从而导致了油泵
的损坏。 而且憋泵的现象主要发生在手控换向阀的手把换向时，而且
手把不易搬动，可知是在换向阀的控制机能上存在问题，下面根据换
向阀的原理机能进行分析。

换向阀的基本原理是实现液压油流的沟通、切断和换向，以及压

力卸载和顺序动作控制的阀门。 该起重机更改前用的换向阀（见原理
图 1）为手动控制，压力油经过 P 口，通过调节两位三通阀控制油流的
方向，达到 A 口与 B 口的通断，以达到换向的目的，在控制油路 A 口
的溢流阀达到切换时防止系统压力过大而损坏液压系统元件的作用。

通过分析该液压系统可知：该手动控制的换向阀，当拨动手把换

向的瞬间， 即 A 口向 B 口油路转换的时候， 在中间位置属于闭路控
制，直接形成了在油泵油量不变的情况下，油路堵死，而油泵承受的压
力有限，从而导致了憋泵现象的发生。 但是如果在换向操作的任何时
候均有溢流阀保护，即达到油泵的额定压力之后卸荷，就不会出现上
面所述问题。

原理图 1

原理图 2

更改换向阀控制模式（见原理图 2），将以前接于 B 口油路的溢流

阀移至 P 口油路，实现了保护主油路 P 口的作用，防止了整个液压系
统由于压力过高损坏油泵等元件的作用， 保证了整个液压系统的安
全。

2.2

支腿回缩速度慢分析

根据液压系统分析： 回缩速度慢主要为油液流经通道狭窄导致，

导致了液压系统憋压，主溢流阀打开，即大部分油流被卸掉，压力损失
较大，油流狭窄部位主要为支腿多路阀和后支腿油管，下面主要根据

以上分析计算。

已知： 支腿油 缸 缸 径 为 φ110mm， 杆径为 φ90mm， 支腿行程为

580mm。

有杆腔与无杆腔的速比大约为 n=3.02，油泵流量 Q=80L/min，

容积效率为 η=0.93， 支腿多路阀在其最大流量为 Q

N

=60L/min 时的压

力 损 失 为△P=0.5MPa， 通 往 后 支 腿 的 油 管 长 度 为 6m， 油 管 规 格 为

φ12×1.5,即通径为 d=φ9mm
2.2.1

支腿多路阀压力损失计算

主控支腿进油量为 Q1=Q×η=80×0.93=74.4L/min
主 控 支 腿 无 杆 腔 的 回 油 油 量 为 Q2=Q1×n=74.4×3.02=224.688L/

min

根据《机械设计手册》可知，当流经阀道的实际流量大于其最大流

量时，压力损失可以根据以下公式计算：△P1=△P×Q

2

/Q

N

2

则无杆腔回

油的压力损失为△P1=0.5×Q2

2

/ Q

N

2

=0.5×(224.688)

2

/60

2

=7MPa

为了改善该情况需要更换大的多路阀， 更换成额定流量为 100L/min，
从而可以大大改善回缩速度较慢的情况。

2.2.2

后支腿油管压力损失计算

后支腿的回油流量为 Q =Q2=224.688/2=112.344 L/min
则回油流速为 V=4.6

2

×Q/d

2

=4.6

2

×112.344/9

2

=29.35m/s

雷诺数 Re=V×d/γ=29.35×0.009/68×10

6

=3885

λ=0.3164×Re

-0.25

=0.1267

故流经该硬管的压力损失为△P3=λ×L/d×ρ×V

2

/2=33MPa

可见在该油管回油路压力损失过大，导致了整个后支腿系统油流

过小，回油较慢。

假设更换硬管规格为 φ16×2,即通径为 d=φ12mm，则：则回油流速

为 V=4.6

2

×Q/d

2

=4.6

2

×112.344/9

2

=16.5m/s

雷诺数 Re=V×d/γ=16.5×0.012/68×10

6

=2912

λ=0.3164×Re

-0.25

=0.043，故流经该硬管的压力损失为△P3=λ×L/d×

ρ×V

2

/2=2.6MPa

通过计算可知，在更换规格较大的硬管后，压力损失明显减小。
经过试验以及市场信息可知，该系统更改可行，更改后没有出现

憋泵以及油泵损坏等现象，支腿回缩速度明显加快，该优化设计达到
了预期的效果。

【参考文献】

［1］

成大先

.

机械设计手册

.

北京

:

化学工业出版社

,2007.

［2］

章宏家

.

液压传动

.

北京机械工业出版社

,1999.

［责任编辑：曹明明］

起重机液压系统优化设计

杨志辉

（石家庄煤矿机械有限责任公司

河北 石家庄

050031

）

【摘

要】液压系统在很多工程机械中应用广泛，但是系统的设计的优劣决定了整个产品的综合性能，文章主要介绍了随车起重机的液压

系统优化设计。

【关键词】液压系统；优化；设计

科

●

○百家论剑○

457