液壓系統(tǒng)的設計步驟和設計要求

1、液壓系統(tǒng)的設計步驟與設計要求    液壓傳動系統(tǒng)是液壓機械的一個組成部分，液壓傳動系統(tǒng)的設計要同主機的總體設計同時進行。著手設計時，必須從實際情況出發(fā)，有機地結(jié)合各種傳動形式，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求設計出結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。    1.1 設計步驟    液壓系統(tǒng)的設計步驟并無嚴格的順序，各步驟間往往要相互穿插進行。一般來說，在明確設計要求之后，大致按如下步驟進行。    1）確定

2、液壓執(zhí)行元件的形式；    2）進行工況分析，確定系統(tǒng)的主要參數(shù)；    3）制定基本方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖；    4）選擇液壓元件；    5）液壓系統(tǒng)的性能驗算；    6）繪制工作圖，編制技術文件。    1.2 明確設計要求    設計要求是進行每項工程設計的依據(jù)。在制定基本方案并進一步著手液壓系統(tǒng)各部分設

3、計之前，必須把設計要求以及與該設計內(nèi)容有關的其他方面了解清楚。    1）主機的概況：用途、性能、工藝流程、作業(yè)環(huán)境、總體布局等；    2）液壓系統(tǒng)要完成哪些動作，動作順序及彼此聯(lián)鎖關系如何；    3）液壓驅(qū)動機構(gòu)的運動形式，運動速度；    4）各動作機構(gòu)的載荷大小及其性質(zhì)；    5）對調(diào)速范圍、運動平穩(wěn)性、轉(zhuǎn)換精度等性能方面的要求；    6）自動

4、化程序、操作控制方式的要求；    7）對防塵、防爆、防寒、噪聲、安全可靠性的要求；    8）對效率、成本等方面的要求。制定基本方案和繪制液壓系統(tǒng)圖    3.1制定基本方案    （1）制定調(diào)速方案    液壓執(zhí)行元件確定之后，其運動方向和運動速度的控制是擬定液壓回路的核心問題。    方向控制用換向閥或邏輯控制單元來實現(xiàn)。對于一般中小流量的液壓系統(tǒng)，大

5、多通過換向閥的有機組合實現(xiàn)所要求的動作。對高壓大流量的液壓系統(tǒng)，現(xiàn)多采用插裝閥與先導控制閥的邏輯組合來實現(xiàn)。    速度控制通過改變液壓執(zhí)行元件輸入或輸出的流量或者利用密封空間的容積變化來實現(xiàn)。相應的調(diào)整方式有節(jié)流調(diào)速、容積調(diào)速以及二者的結(jié)合容積節(jié)流調(diào)速。    節(jié)流調(diào)速一般采用定量泵供油，用流量控制閥改變輸入或輸出液壓執(zhí)行元件的流量來調(diào)節(jié)速度。此種調(diào)速方式結(jié)構(gòu)簡單，由于這種系統(tǒng)必須用閃流閥，故效率低，發(fā)熱量大，多用于功率不大的場合。    容積調(diào)速是靠改變液壓泵或液壓馬達的

6、排量來達到調(diào)速的目的。其優(yōu)點是沒有溢流損失和節(jié)流損失，效率較高。但為了散熱和補充泄漏，需要有輔助泵。此種調(diào)速方式適用于功率大、運動速度高的液壓系統(tǒng)。    容積節(jié)流調(diào)速一般是用變量泵供油，用流量控制閥調(diào)節(jié)輸入或輸出液壓執(zhí)行元件的流量，并使其供油量與需油量相適應。此種調(diào)速回路效率也較高，速度穩(wěn)定性較好，但其結(jié)構(gòu)比較復雜。    節(jié)流調(diào)速又分別有進油節(jié)流、回油節(jié)流和旁路節(jié)流三種形式。進油節(jié)流起動沖擊較小，回油節(jié)流常用于有負載荷的場合，旁路節(jié)流多用于高速。    調(diào)速回路一經(jīng)確定，

7、回路的循環(huán)形式也就隨之確定了。    節(jié)流調(diào)速一般采用開式循環(huán)形式。在開式系統(tǒng)中，液壓泵從油箱吸油，壓力油流經(jīng)系統(tǒng)釋放能量后，再排回油箱。開式回路結(jié)構(gòu)簡單，散熱性好，但油箱體積大，容易混入空氣。    容積調(diào)速大多采用閉式循環(huán)形式。閉式系統(tǒng)中，液壓泵的吸油口直接與執(zhí)行元件的排油口相通，形成一個封閉的循環(huán)回路。其結(jié)構(gòu)緊湊，但散熱條件差。    （2）制定壓力控制方案    液壓執(zhí)行元件工作時，要求系統(tǒng)保持一定的工作壓力或在一定壓力范圍內(nèi)工

8、作，也有的需要多級或無級連續(xù)地調(diào)節(jié)壓力，一般在節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)中，通常由定量泵供油，用溢流閥調(diào)節(jié)所需壓力，并保持恒定。在容積調(diào)速系統(tǒng)中，用變量泵供油，用安全閥起安全保護作用。    在有些液壓系統(tǒng)中，有時需要流量不大的高壓油，這時可考慮用增壓回路得到高壓，而不用單設高壓泵。液壓執(zhí)行元件在工作循環(huán)中，某段時間不需要供油，而又不便停泵的情況下，需考慮選擇卸荷回路。    在系統(tǒng)的某個局部，工作壓力需低于主油源壓力時，要考慮采用減壓回路來獲得所需的工作壓力。    （3）制定順序動作方

9、案    主機各執(zhí)行機構(gòu)的順序動作，根據(jù)設備類型不同，有的按固定程序運行，有的則是隨機的或人為的。工程機械的操縱機構(gòu)多為手動，一般用手動的多路換向閥控制。加工機械的各執(zhí)行機構(gòu)的順序動作多采用行程控制，當工作部件移動到一定位置時，通過電氣行程開關發(fā)出電信號給電磁鐵推動電磁閥或直接壓下行程閥來控制接續(xù)的動作。行程開關安裝比較方便，而用行程閥需連接相應的油路，因此只適用于管路聯(lián)接比較方便的場合。    另外還有時間控制、壓力控制等。例如液壓泵無載啟動，經(jīng)過一段時間，當泵正常運轉(zhuǎn)后，延時繼電器發(fā)出電信號使卸荷閥關閉，建立起

10、正常的工作壓力。壓力控制多用在帶有液壓夾具的機床、擠壓機壓力機等場合。當某一執(zhí)行元件完成預定動作時，回路中的壓力達到一定的數(shù)值，通過壓力繼電器發(fā)出電信號或打開順序閥使壓力油通過，來啟動下一個動作。    （4）選擇液壓動力源    液壓系統(tǒng)的工作介質(zhì)完全由液壓源來提供，液壓源的核心是液壓泵。節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)一般用定量泵供油，在無其他輔助油源的情況下，液壓泵的供油量要大于系統(tǒng)的需油量，多余的油經(jīng)溢流閥流回油箱，溢流閥同時起到控制并穩(wěn)定油源壓力的作用。容積調(diào)速系統(tǒng)多數(shù)是用變量泵供油，用安全閥限定系統(tǒng)的最高壓力。 

11、   為節(jié)省能源提高效率，液壓泵的供油量要盡量與系統(tǒng)所需流量相匹配。對在工作循環(huán)各階段中系統(tǒng)所需油量相差較大的情況，一般采用多泵供油或變量泵供油。對長時間所需流量較小的情況，可增設蓄能器做輔助油源。    油液的凈化裝置是液壓源中不可缺少的。一般泵的入口要裝有粗過濾器，進入系統(tǒng)的油液根據(jù)被保護元件的要求，通過相應的精過濾器再次過濾。為防止系統(tǒng)中雜質(zhì)流回油箱，可在回油路上設置磁性過濾器或其他型式的過濾器。根據(jù)液壓設備所處環(huán)境及對溫升的要求，還要考慮加熱、冷卻等措施。    3.2 繪制液

12、壓系統(tǒng)圖    整機的液壓系統(tǒng)圖由擬定好的控制回路及液壓源組合而成。各回路相互組合時要去掉重復多余的元件，力求系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單。注意各元件間的聯(lián)鎖關系，避免誤動作發(fā)生。要盡量減少能量損失環(huán)節(jié)。提高系統(tǒng)的工作效率。    為便于液壓系統(tǒng)的維護和監(jiān)測，在系統(tǒng)中的主要路段要裝設必要的檢測元件（如壓力表、溫度計等）。    大型設備的關鍵部位，要附設備用件，以便意外事件發(fā)生時能迅速更換，保證主要連續(xù)工作。    各液壓元件盡量采用國產(chǎn)標準件，在圖中

13、要按國家標準規(guī)定的液壓元件職能符號的常態(tài)位置繪制。對于自行設計的非標準元件可用結(jié)構(gòu)原理圖繪制。    系統(tǒng)圖中應注明各液壓執(zhí)行元件的名稱和動作，注明各液壓元件的序號以及各電磁鐵的代號，并附有電磁鐵、行程閥及其他控制元件的動作表。液壓元件的選擇與專用件設計    4.1 液壓泵的選擇    1）確定液壓泵的最大工作壓力pp       ppp1+p     &

14、#160;               （21）    式中 p1液壓缸或液壓馬達最大工作壓力；      p從液壓泵出口到液壓缸或液壓馬達入口之間總的管路損失。 p的準確計算要待元件選定并繪出管路圖時才能進行，初算時可按經(jīng)驗數(shù)據(jù)選?。汗苈泛唵?、流速不大的，取p=（0.20.5）MPa；管路復雜，進口有調(diào)閥的，取p=（0.51.5）MPa。 

15、60;  2）確定液壓泵的流量QP 多液壓缸或液壓馬達同時工作時，液壓泵的輸出流量應為QPK（Qmax）    （22）    式中 K系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取K=1.11.3；    Qmax同時動作的液壓缸或液壓馬達的最大總流量，可從（Q-t）圖上查得。對于在工作過程中用節(jié)流調(diào)速的系統(tǒng)，還須加上溢流閥的最小溢流量，一般取0.5×10-4m3/s。    系統(tǒng)使用蓄能器作輔助動力源時   

16、 式中 K系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取K=1.2；        Tt液壓設備工作周期（s）；        Vi每一個液壓缸或液壓馬達在工作周期中的總耗油量（m3）；         z液壓缸或液壓馬達的個數(shù)。    3）選擇液壓泵的規(guī)格 根據(jù)以上求得的pp和Qp值，按系統(tǒng)中擬定的液壓泵的形式，從產(chǎn)品樣本或本手冊中選擇相應的液壓泵。為

17、使液壓泵有一定的壓力儲備，所選泵的額定壓力一般要比最大工作壓力大25%60%。    4）確定液壓泵的驅(qū)動功率 在工作循環(huán)中，如果液壓泵的壓力和流量比較恒定，即（p-t）、（Q-t）圖變化較平緩，則    式中 pp液壓泵的最大工作壓力（Pa）；         QP液壓泵的流量（m3/s）；        P液壓泵的總效率，參考表9選擇。表9液壓泵的總效率液壓泵類型

18、齒輪泵螺桿泵葉片泵柱塞泵總效率0.60.70.650.800.600.750.800.85    限壓式變量葉片泵的驅(qū)動功率，可按流量特性曲線拐點處的流量、壓力值計算。一般情況下，可取pP=0.8pPmax，QP=Qn，則    式中 液壓泵的最大工作壓力（Pa）；            液壓泵的額定流量（m3/s）。    在工作循環(huán)中，如果液壓泵的流量和壓力變化較

19、大，即（Q-t），（p-t）曲線起伏變化較大，則須分別計算出各個動作階段內(nèi)所需功率，驅(qū)動功率取其平均功率    式中 t1、t2、tn一個循環(huán)中每一動作階段內(nèi)所需的時間（s）；         P1、P2、Pn一個循環(huán)中每一動作階段內(nèi)所需的功率（W）。    按平均功率選出電動機功率后，還要驗算一下每一階段內(nèi)電動機超載量是否都在允許范圍內(nèi)。電動機允許的短時間超載量一般為25%。    4

20、.2 液壓閥的選擇    1）閥的規(guī)格，根據(jù)系統(tǒng)的工作壓力和實際通過該閥的最大流量，選擇有定型產(chǎn)品的閥件。溢流閥按液壓泵的最大流量選??；選擇節(jié)流閥和調(diào)速閥時，要考慮最小穩(wěn)定流量應滿足執(zhí)行機構(gòu)最低穩(wěn)定速度的要求。    控制閥的流量一般要選得比實際通過的流量大一些，必要時也允許有20%以內(nèi)的短時間過流量。    2）閥的型式，按安裝和操作方式選擇。    4.3 蓄能器的選擇    根據(jù)蓄能器在液壓

21、系統(tǒng)中的功用，確定其類型和主要參數(shù)。    1）液壓執(zhí)行元件短時間快速運動，由蓄能器來補充供油，其有效工作容積為    式中 A液壓缸有效作用面積（m2）；         l液壓缸行程（m）；         K油液損失系數(shù)，一般取K=1.2；        QP液壓泵流量（m3/s）；

22、         t動作時間（s）    2）作應急能源，其有效工作容積為：    式中 要求應急動作液壓缸總的工作容積（m3）。有效工作容積算出后，根據(jù)第8章中有關蓄能器的相應計算公式，求出蓄能器的容積，再根據(jù)其他性能要求，即可確定所需蓄能器。三、蓄能器的選擇1.蓄能器用于補充液壓泵供油不足時，其有效容積為：V=AiLiK-qBt(m3)  式中：A為液壓缸有效面積(m2)；L為液壓缸行程(m)；K為液壓缸損失系數(shù)，估算時可

23、取1.2；qB為液壓泵供油流量(m3/s)；t為動作時間(s)。2.蓄能器作應急能源時，其有效容積為：V=AiLiK(m3) 當蓄能器用于吸收脈動緩和液壓沖擊時，應將其作為系統(tǒng)中的一個環(huán)節(jié)與其關聯(lián)部分一起綜合考慮其有效容積。根據(jù)求出的有效容積并考慮其他要求，即可選擇蓄能器的形式。四、管道的選擇1.油管類型的選擇液壓系統(tǒng)中使用的油管分硬管和軟管，選擇的油管應有足夠的通流截面和承壓能力，同時，應盡量縮短管路，避免急轉(zhuǎn)彎和截面突變。(1)鋼管：中高壓系統(tǒng)選用無縫鋼管，低壓系統(tǒng)選用焊接鋼管，鋼管價格低，性能好，使用廣泛。(2)銅管：紫銅管工作壓力在6.510MPa以下，易變曲，便于裝配；黃銅管承受壓力

24、較高，達25MPa，不如紫銅管易彎曲。銅管價格高，抗震能力弱，易使油液氧化，應盡量少用，只用于液壓裝置配接不方便的部位。(3)軟管：用于兩個相對運動件之間的連接。高壓橡膠軟管中夾有鋼絲編織物；低壓橡膠軟管中夾有棉線或麻線編織物；尼龍管是乳白色半透明管，承壓能力為2.58MPa，多用于低壓管道。因軟管彈性變形大，容易引起運動部件爬行，所以軟管不宜裝在液壓缸和調(diào)速閥之間。    4.4 管道尺寸的確定    （1）管道內(nèi)徑計算    式中  Q通過管道內(nèi)的流量（m3/s

25、）；         管內(nèi)允許流速（m/s），見表10。    計算出內(nèi)徑d后，按標準系列選取相應的管子。    （2）管道壁厚的計算    表10 允許流速推薦值管道推薦流速/（m/s）液壓泵吸油管道0.51.5，一般常取1以下液壓系統(tǒng)壓油管道36，壓力高，管道短，粘度小取大值液壓系統(tǒng)回油管道1.52.6    式中 p管道內(nèi)最高工作壓力（Pa）；

26、0;        d管道內(nèi)徑（m）；       管道材料的許用應力（Pa），=；       b管道材料的抗拉強度（Pa）；       n安全系數(shù)，對鋼管來說，p7MPa時，取n=8；p17.5MPa時，取n=6；p17.5MPa時，取n=4。    4.5 油箱容量的確定

27、    初始設計時，先按經(jīng)驗公式（31）確定油箱的容量，待系統(tǒng)確定后，再按散熱的要求進行校核。    油箱容量的經(jīng)驗公式為V=QV           （31）    式中 QV液壓泵每分鐘排出壓力油的容積（m3）；         經(jīng)驗系數(shù)，見表11。表11  經(jīng)驗系數(shù)系統(tǒng)類型行走機械低

28、壓系統(tǒng)中壓系統(tǒng)鍛壓機械冶金機械12245761210    在確定油箱尺寸時，一方面要滿足系統(tǒng)供油的要求，還要保證執(zhí)行元件全部排油時，油箱不能溢出，以及系統(tǒng)中最大可能充滿油時，油箱的油位不低于最低限度。液壓系統(tǒng)性能驗算    液壓系統(tǒng)初步設計是在某些估計參數(shù)情況下進行的，當各回路形式、液壓元件及聯(lián)接管路等完全確定后，針對實際情況對所設計的系統(tǒng)進行各項性能分析。對一般液壓傳動系統(tǒng)來說，主要是進一步確切地計算液壓回路各段壓力損失、容積損失及系統(tǒng)效率，壓力沖擊和發(fā)熱溫升等。根據(jù)分析計算發(fā)現(xiàn)問題，對某些不合理的設計要進行重

29、新調(diào)整，或采取其他必要的措施。    5.1 液壓系統(tǒng)壓力損失    壓力損失包括管路的沿程損失p1，管路的局部壓力損失p2和閥類元件的局部損失p3，總的壓力損失為p=p1+p2+p3          （32）            （33）      &#

30、160;        （34）    式中 l管道的長度（m）；         d管道內(nèi)徑（m）；        液流平均速度（m/s）；        液壓油密度（kg/m3）；        

31、沿程阻力系數(shù)；        局部阻力系數(shù)。    、的具體值可參考第2章有關內(nèi)容。    式中  Qn閥的額定流量（m3/s）；           Q通過閥的實際流量（m3/s）；        pn閥的額定壓力損失（Pa）（可從產(chǎn)品樣本中查到）。 

32、60;  對于泵到執(zhí)行元件間的壓力損失，如果計算出的p比選泵時估計的管路損失大得多時，應該重新調(diào)整泵及其他有關元件的規(guī)格尺寸等參數(shù)。    系統(tǒng)的調(diào)整壓力pTp1+p                     （36）    式中 pT液壓泵的工作壓力或支路的調(diào)整壓力。  

33、0; 5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算    5.2.1 計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率    液壓系統(tǒng)工作時，除執(zhí)行元件驅(qū)動外載荷輸出有效功率外，其余功率損失全部轉(zhuǎn)化為熱量，使油溫升高。液壓系統(tǒng)的功率損失主要有以下幾種形式：    （1）液壓泵的功率損失    式中 Tt工作循環(huán)周期（s）；         z投入工作液壓泵的臺數(shù)；  

34、     Pri液壓泵的輸入功率（W）；      Pi各臺液壓泵的總效率；        ti第i臺泵工作時間（s）。    （2）液壓執(zhí)行元件的功率損失    式中 M液壓執(zhí)行元件的數(shù)量；       Prj液壓執(zhí)行元件的輸入功率（W）；     

35、;  j液壓執(zhí)行元件的效率；        tj第j個執(zhí)行元件工作時間（s）。    （3）溢流閥的功率損失                    （39）    式中 py溢流閥的調(diào)整壓力（Pa）；   &#

36、160;     Qy經(jīng)溢流閥流回油箱的流量（m3/s）。    （4）油液流經(jīng)閥或管路的功率損失Ph4=pQ                       （40）    式中 p通過閥或管路的壓力損失（Pa）；    

37、       Q通過閥或管路的流量（m3/s）。    由以上各種損失構(gòu)成了整個系統(tǒng)的功率損失，即液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率Phr=Ph1+ Ph2+ Ph3+Ph4           （41）    式（41）適用于回路比較簡單的液壓系統(tǒng)，對于復雜系統(tǒng)，由于功率損失的環(huán)節(jié)太多，一一計算較麻煩，通常用下式計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率Phr=Pr-Pc 

38、0;                    （42）    式中Pr是液壓系統(tǒng)的總輸入功率，PC是輸出的有效功率。    其中 Tt工作周期（s）；    z、n、m分別為液壓泵、液壓缸、液壓馬達的數(shù)量；pi、Qi、Pi第i臺泵的實際輸出壓力、流量、效率；   

39、;       ti第i臺泵工作時間（s）；TWj、j、tj液壓馬達的外載轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速、工作時間（N·m、rad/s、s）；     FWi、si液壓缸外載荷及驅(qū)動此載荷的行程（N·m）。    5.2.2 計算液壓系統(tǒng)的散熱功率    液壓系統(tǒng)的散熱渠道主要是油箱表面，但如果系統(tǒng)外接管路較長，而且用式（41）計算發(fā)熱功率時，也應考慮管路表面散熱。Phc=（K1A1+K2A2）T 

40、0;          （45）    式中 K1油箱散熱系數(shù)，見表12；         K2管路散熱系數(shù)，見表13；     A1、A2分別為油箱、管道的散熱面積（m2）；        T油溫與環(huán)境溫度之差（）。 表12  油箱散熱系數(shù)K1 &

41、#160;   （W/（m2·）冷卻條件K1通風條件很差89通風條件良好1517用風扇冷卻23循環(huán)水強制冷卻110170表13 管道散熱系數(shù)K2      （W/（m2·）風速/m·s-1管道外徑/m0.010.050.1086512514105694023    若系統(tǒng)達到熱平衡，則Phr=Phc，油溫不再升高，此時，最大溫差    環(huán)境溫度為T0，則油溫T=T0+T。如果計算出的油溫超過該液壓設備允許的最高油溫（

42、各種機械允許油溫見表14），就要設法增大散熱面積，如果油箱的散熱面積不能加大，或加大一些也無濟于事時，需要裝設冷卻器。冷卻器的散熱面積表14 各種機械允許油溫（）液壓設備類型正常工作溫度最高允許溫度數(shù)控機床30505570一般機床30555570機車車輛40607080船舶30608090冶金機械、液壓機40706090工程機械、礦山機械50807090    式中 K冷卻器的散熱系數(shù)，見本篇第8章液壓輔助元件有關散熱器的散熱系數(shù)；      tm平均溫升（），   

43、0; T1、T2液壓油入口和出口溫度；     t1、t2冷卻水或風的入口和出口溫度。    5.2.3 根據(jù)散熱要求計算油箱容量    式（46）是在初步確定油箱容積的情況下，驗算其散熱面積是否滿足要求。當系統(tǒng)的發(fā)熱量求出之后，可根據(jù)散熱的要求確定油箱的容量。    由式（46）可得油箱的散熱面積為    如不考慮管路的散熱，式（48）可簡化為    油箱

44、主要設計參數(shù)如圖3所示。一般油面的高度為油箱高h的0.8倍，與油直接接觸的表面算全散熱面，與油不直接接觸的表面算半散熱面，圖示油箱的有效容積和散熱面積分別為圖3  油箱結(jié)構(gòu)尺寸V=0.8bh                   （50）A1=1.6h（+b）+1.5b      （51）    若A1求出，再根據(jù)結(jié)構(gòu)要

45、求確定、b、h的比例關系，即可確定油箱的主要結(jié)構(gòu)尺寸。    如按散熱要求求出的油箱容積過大，遠超出用油量的需要，且又受空間尺寸的限制，則應適當縮小油箱尺寸，增設其他散熱措施。    5.3 計算液壓系統(tǒng)沖擊壓力    壓力沖擊是由于管道液流速度急劇改變而形成的。例如液壓執(zhí)行元件在高速運動中突然停止，換向閥的迅速開啟和關閉，都會產(chǎn)生高于靜態(tài)值的沖擊壓力。它不僅伴隨產(chǎn)生振動和噪聲，而且會因過高的沖擊壓力而使管路、液壓元件遭到破壞。對系統(tǒng)影響較大的壓力沖擊常為以下兩種形式：

46、60;   1）當迅速打開或關閉液流通路時，在系統(tǒng)中產(chǎn)生的沖擊壓力。    直接沖擊（即t）時，管道內(nèi)壓力增大值                  （52）    間接沖擊（即t）時，管道內(nèi)壓力增大值    式中 液體密度（kg/m3）；    &#

47、160;    關閉或開啟液流通道前后管道內(nèi)流速之差（m/s）；         t關閉或打開液流通道的時間（s）；=管道長度為l時，沖擊波往返所需的時間（s）；          管道內(nèi)液流中沖擊波的傳播速度（m/s）。    若不考慮粘性和管徑變化的影響，沖擊波在管內(nèi)的傳播速度    式中 E0液壓油的體

48、積彈性模量（Pa），其推薦值為E0=700MPa；      、d管道的壁厚和內(nèi)徑（m）；          E管道材料的彈性模量（Pa），常用管道材料彈性模量：鋼E=2.1×1011Pa，紫銅E=1.18×1011Pa。    2）急劇改變液壓缸運動速度時，由于液體及運動機構(gòu)的慣性作用而引起的壓力沖擊，其壓力的增大值為    式中 液流第i段管道的長度（m

49、）；         Ai第i段管道的截面積（m2）；          A液壓缸活塞面積（m2）；          M與活塞連動的運動部件質(zhì)量（kg）；       液壓缸的速度變化量（m/s）；      

50、;    t液壓缸速度變化所需時間（s）。    計算出沖擊壓力后，此壓力與管道的靜態(tài)壓力之和即為此時管道的實際壓力。實際壓力若比初始設計壓力大得多時，要重新校核一下相應部件管道的強度及閥件的承壓能力，如不滿足，要重新調(diào)整。設計液壓裝置，編制技術文件    6.1 液壓裝置總體布局    液壓系統(tǒng)總體布局有集中式、分散式。    集中式結(jié)構(gòu)是將整個設備液壓系統(tǒng)的油源、控制閥部分獨立設置于主機之外或安裝在地下

51、，組成液壓站。如冷軋機、鍛壓機、電弧爐等有強烈熱源和煙塵污染的冶金設備，一般都是采用集中供油方式。    分散式結(jié)構(gòu)是把液壓系統(tǒng)中液壓泵、控制調(diào)節(jié)裝置分別安裝在設備上適當?shù)牡胤?。機床、工程機械等可移動式設備一般都采用這種結(jié)構(gòu)。    6.2 液壓閥的配置形式    1）板式配置 板式配置是把板式液壓元件用螺釘固定在平板上，板上鉆有與閥口對應的孔，通過管接頭聯(lián)接油管而將各閥按系統(tǒng)圖接通。這種配置可根據(jù)需要靈活改變回路形式。液壓實驗臺等普遍采用這種配置。  &

52、#160; 2）集成式配置 目前液壓系統(tǒng)大多數(shù)都采用集成形式。它是將液壓閥件安裝在集成塊上，集成塊一方面起安裝底板作用，另一方面起內(nèi)部油路作用。這種配置結(jié)構(gòu)緊湊、安裝方便。    6.3 集成塊設計    1）塊體結(jié)構(gòu) 集成塊的材料一般為鑄鐵或鍛鋼，低壓固定設備可用鑄鐵，高壓強振場合要用鍛鋼。塊體加工成正方體或長方體。    對于較簡單的液壓系統(tǒng)，其閥件較少，可安裝在同一個集成塊上。如果液壓系統(tǒng)復雜，控制閥較多，就要采取多個集成塊疊積的形式。  

53、  相互疊積的集成塊，上下面一般為疊積接合面，鉆有公共壓力油孔P，公用回油孔T，泄漏油孔L和4個用以疊積緊固的螺栓孔。    P孔，液壓泵輸出的壓力油經(jīng)調(diào)壓后進入公用壓力油孔P，作為供給各單元回路壓力油的公用油源。    T孔，各單元回路的回油均通到公用回油孔T，流回到油箱。    L孔，各液壓閥的泄漏油，統(tǒng)一通過公用泄漏油孔流回油箱。    集成塊的其余四個表面，一般后面接通液壓執(zhí)行元件的油管，另三個面用以安裝液壓

54、閥。塊體內(nèi)部按系統(tǒng)圖的要求，鉆有溝通各閥的孔道。    2）集成塊結(jié)構(gòu)尺寸的確定 外形尺寸要求滿足閥件的安裝，孔道布置及其他工藝要求。為減少工藝孔，縮短孔道長度，閥的安裝位置要仔細考慮，使相通油孔盡量在同一水平面或是同一豎直面上。對于復雜的液壓系統(tǒng)，需要多個集成塊疊積時，一定要保證三個公用油孔的坐標相同，使之疊積起來后形成三個主通道。    各通油孔的內(nèi)徑要滿足允許流速的要求，具體參照本章4.4節(jié)確定孔徑。一般來說，與閥直接相通的孔徑應等于所裝閥的油孔通徑。    油孔之間的

55、壁厚不能太小，一方面防止使用過程中，由于油的壓力而擊穿，另一方面避免加工時，因油孔的偏斜而誤通。對于中低壓系統(tǒng)，不得小于5mm，高壓系統(tǒng)應更大些。    6.4 繪制正式工作圖，編寫技術文件    液壓系統(tǒng)完全確定后，要正規(guī)地繪出液壓系統(tǒng)圖。除用元件圖形符號表示的原理圖外，還包括動作循環(huán)表和元件的規(guī)格型號表。圖中各元件一般按系統(tǒng)停止位置表示，如特殊需要，也可以按某時刻運動狀態(tài)畫出，但要加以說明。    裝配圖包括泵站裝配圖，管路布置圖，操縱機構(gòu)裝配圖，電氣系統(tǒng)圖等。技術文件包

56、括設計任務書、設計說明書和設備的使用、維護說明書等。進行工況分析、確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)    通過工況分析，可以看出液壓執(zhí)行元件在工作過程中速度和載荷變化情況，為確定系統(tǒng)及各執(zhí)行元件的參數(shù)提供依據(jù)。    液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)是壓力和流量，它們是設計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件的主要依據(jù)。壓力決定于外載荷。流量取決于液壓執(zhí)行元件的運動速度和結(jié)構(gòu)尺寸。    2.1 載荷的組成和計算    2.1.1 液壓缸的載荷組成與計算 

57、0;  圖1表示一個以液壓缸為執(zhí)行元件的液壓系統(tǒng)計算簡圖。各有關參數(shù)標注圖上，其中FW是作用在活塞桿上的外部載荷，F(xiàn)m中活塞與缸壁以及活塞桿與導向套之間的密封阻力。圖1液壓系統(tǒng)計算簡圖    作用在活塞桿上的外部載荷包括工作載荷Fg，導軌的摩擦力Ff和由于速度變化而產(chǎn)生的慣性力Fa。    （1）工作載荷Fg    常見的工作載荷有作用于活塞桿軸線上的重力、切削力、擠壓力等。這些作用力的方向如與活塞運動方向相同為負，相反為正。  

58、60; （2）導軌摩擦載荷Ff    對于平導軌              （1）    對于V型導軌        （2）    式中 G運動部件所受的重力（N）；        FN外載荷作用于導

59、軌上的正壓力（N）；        摩擦系數(shù)，見表1；        V型導軌的夾角，一般為90°。    （3）慣性載荷Fa表1 摩擦系數(shù)導軌類型導軌材料運動狀態(tài)摩擦系數(shù)滑動導軌鑄鐵對鑄鐵起動時0.150.20低速（0.16m/s)0.10.12高速（0.16m/s）0.050.08滾動導軌鑄鐵對滾柱（珠） 0.0050.02淬火鋼導軌對滾柱0.0030.006靜壓導軌鑄鐵 0.005

60、    式中  g重力加速度；g=9.81m/s2；       速度變化量（m/s）；     t起動或制動時間（s）。一般機械t=0.10.5s，對輕載低速運動部件取小值，對重載高速部件取大值。行走機械一般取=0.51.5 m/s2。    以上三種載荷之和稱為液壓缸的外載荷FW。    起動加速時 FW=Fg+Ff+Fa  

61、0;                                     （4）    穩(wěn)態(tài)運動時 FW=Fg+Ff      

62、0;                                    （5）    減速制動時 FW=Fg+Ff-Fa       &

63、#160;                                （6）    工作載荷Fg并非每階段都存在，如該階段沒有工作，則 Fg=0。    除外載荷FW外，作用于活塞上的載荷F還包括液壓缸密封

64、處的摩擦阻力Fm，由于各種缸的密封材質(zhì)和密封形成不同，密封阻力難以精確計算，一般估算為               （7）    式中 m液壓缸的機械效率，一般取0.900.95。                     

65、; （8）    2.1.2 液壓馬達載荷力矩的組成與計算    （1）工作載荷力矩Tg    常見的載荷力矩有被驅(qū)動輪的阻力矩、液壓卷筒的阻力矩等。    （2）軸頸摩擦力矩TfTf=Gr                     

66、;  （9）    式中 G旋轉(zhuǎn)部件施加于軸勁上的徑向力（N）；        摩擦系數(shù)，參考表1選用；         r旋轉(zhuǎn)軸的半徑（m）。    （3）慣性力矩Ta              （10） &

67、#160;  式中 角加速度（rad/s2）；       角速度變化量（rad/s）；        t起動或制動時間（s）；         J回轉(zhuǎn)部件的轉(zhuǎn)動慣量（kg·m2）。    起動加速時          

68、                        （11）    穩(wěn)定運行時                     &#

69、160;                （12）    減速制動時                            

70、0;     （13）      計算液壓馬達載荷轉(zhuǎn)矩T時還要考慮液壓馬達的機械效率m（m=0.90.99）。                     （14）    根據(jù)液壓缸或液壓馬達各階段的載荷，繪制出執(zhí)行元件的載荷循環(huán)圖，以便進一步選擇系統(tǒng)工作壓力和確

71、定其他有關參數(shù)。    2.2 初選系統(tǒng)工作壓力    壓力的選擇要根據(jù)載荷大小和設備類型而定。還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間、經(jīng)濟條件及元件供應情況等的限制。在載荷一定的情況下，工作壓力低，勢必要加大執(zhí)行元件的結(jié)構(gòu)尺寸，對某些設備來說，尺寸要受到限制，從材料消耗角度看出不經(jīng)濟；反之，壓力選得太高，對泵、缸、閥等元件的材質(zhì)、密封、制造精度也要求很高，必然要提高設備成本。一般來說，對于固定的尺寸不太受限的設備，壓力可以選低一些，行走機械重載設備壓力要選得高一些。具體選擇可參考表2和表3。   

72、; 2.3 計算液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸和液壓馬達的排量    （1）計算液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸    液壓缸有關設計參數(shù)見圖2。圖a為液壓缸活塞桿工作在受壓狀態(tài)，圖b活塞桿工作在受拉狀態(tài)。    活塞桿受壓時        （15）    活塞桿受壓時        （16）式中無桿腔活塞有效

73、作用面積（m2）；          有桿腔活塞有效作用面積（m2）；       p1液壓缸工作腔壓力（Pa）；      p2液壓缸回油腔壓力（Pa），即背壓力。其值根據(jù)回路的具體情況而定，初算時可參照表4取值。差動連接時要另行考慮；      D活塞直徑（m）；    &#

74、160; d活塞桿直徑（m）。圖2 液壓缸主要設計參數(shù)表2 按載荷選擇工作壓力載荷/kN551010202030305050工作壓力/MPa0.811.522.5334455表3 各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力機械類型機床家業(yè)機械小型工程機械建筑機械液壓鑿巖機液壓機大中型挖掘機重型機械起重運輸機械磨床組合機床龍門創(chuàng)床拉床工作壓力/MPa0.82352881010182032    表4 執(zhí)行元件背壓力系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)0.20.5回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)0.40.6回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.51.5用補油泵的閉式回路0.

75、81.5回油路較復雜的工程機械1.23回油路較短，且直接回油箱可忽略不計    一般，液壓缸在受壓狀態(tài)下工作，其活塞面積為               （17）    運用式（17）須事先確定A1與A2的關系，或是活塞桿徑d與活塞直徑D的關系，令桿徑比=d/D，其比值可按表5和表6選取。      （18）  

76、;  采用差動連接時，1/2=（D2-d2）/d2。如果求往返速度相同時，應取d=0.71D。    對行程與活塞桿直徑比l/d10的受壓柱塞或活塞桿，還要做壓桿穩(wěn)定性驗算。    當工作速度很低時，還須按最低速度要求驗算液壓缸尺寸    式中 A液壓缸有效工作面積（m2）；      Qmin系統(tǒng)最小穩(wěn)定流量（m3/s），在節(jié)流調(diào)速中取決于回路中所設調(diào)速閥或節(jié)流閥的最小穩(wěn)定流量。容積調(diào)速中決定于變量泵的最

77、小穩(wěn)定流量。     min運動機構(gòu)要求的最小工作速度（m/s）。    如果液壓缸的有效工作面積A不能滿足最低穩(wěn)定速度的要求，則應按最低穩(wěn)定速度確定液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸。    另外，如果執(zhí)行元件安裝尺寸受到限制，液壓缸的缸徑及活塞桿的直徑須事先確定時，可按載荷的要求和液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸來確定系統(tǒng)的工作壓力。    液壓缸直徑D和活塞桿直徑d的計算值要按國標規(guī)定的液壓缸的有關標準進行圓整。如與標準液壓缸參數(shù)相近，最好選用國產(chǎn)標準液壓缸，免于

78、自行設計加工。常用液壓缸內(nèi)徑及活塞桿直徑見表7和表8。表5 按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa5.05.07.07.0d/D0.50.550.620.700.7表6 按速比要求確定d/D2/11.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：1無桿腔進油時活塞運動速度；    2有桿腔進油時活塞運動速度。表7 常用液壓缸內(nèi)徑D（mm）4050638090100110125140160180200220250表8 活塞桿直徑d（mm）速比缸徑40506380901001101.46222835455055633 

79、; 4550607080速比缸徑1251401601802002202501.46708090100110125140290100110125140      （2）計算液壓馬達的排量    液壓馬達的排量為    式中 T液壓馬達的載荷轉(zhuǎn)矩（N·m）；    p=p1-p2液壓馬達的進出口壓差（Pa）。    液壓馬達的排量也應滿足最低轉(zhuǎn)速要求 

80、   式中Qmin通過液壓馬達的最小流量；        nmin液壓馬達工作時的最低轉(zhuǎn)速。    2.4 計算液壓缸或液壓馬達所需流量    （1）液壓缸工作時所需流量Q=A                     &

81、#160; （19）    式中  A液壓缸有效作用面積（m2）；         活塞與缸體的相對速度（m/s）。    （2）液壓馬達的流量Q=qnm                       （20）    式中 q液壓馬達排量（m3/r）；        nm液壓馬達的轉(zhuǎn)速（r/s）。    2.5 繪制液壓系統(tǒng)工況圖    工況圖包括壓力循環(huán)圖、流量循環(huán)圖和功率循環(huán)圖。它們是調(diào)整系統(tǒng)參數(shù)、選擇液壓泵、閥等元件的依據(jù)。    1）壓力循環(huán)圖（p-t）圖 通過最后確定的液壓執(zhí)行元件的結(jié)構(gòu)尺寸，再根據(jù)實際載荷