液壓傳動系統(tǒng)設計計算

1、液壓傳動系統(tǒng)設計計算液壓系統(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局部， 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，力求設計出結構簡單、工作可靠、本錢低、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制定根本方案，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

2、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。 在制定根本方案并進一步著手液壓系統(tǒng)各局部設計 之前，必須把設計要求以及與該設計內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液壓驅動機構的運動形式，運動速度；4各動作機構的載荷大小及其性質；5對調速范圍、運動平穩(wěn)性、轉換精度等性能方面的要求；6自動化程序、操作控制方式的要求；7對防塵、防爆、防寒、噪聲、平安可靠性的要求；8對效率、本錢等方面的要求。制定根本方案和繪制液壓系統(tǒng)圖3.1 制定根本方案 1制定調速方案 液壓執(zhí)行元件確定之后，其運

3、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)。 相應的調整方式有節(jié)流調速、容積調速以及二者的結合 容積節(jié)流調速。節(jié)流調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)行元件的流量來調節(jié) 速度。此種調速方式結構簡單，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。容積調速是靠改變液壓泵或液壓馬達的排量

4、來到達調速的目的。 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)流調速一般是用變量泵供油，用流量控制閥調節(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。 此種調速回路效率也較高， 速度穩(wěn)定性較好， 但其結構比擬 復雜。節(jié)流調速又分別有進油節(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。調速回路一經確定，回路的循環(huán)形式也就隨之確定了。節(jié)流調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， 壓力油流經系統(tǒng)釋

5、放能量后，再排回油箱。開式回路結構簡單，散熱性好，但油箱體積大，容易混入空氣。容積調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。其結構緊湊，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工作， 也有的需 要多級或無級連續(xù)地調節(jié)壓力， 一般在節(jié)流調速系統(tǒng)中， 通常由定量泵供油， 用溢流閥調節(jié) 所需壓力，并保持恒定。在容積調速系統(tǒng)中，用變量泵供油，用平安閥起平安保護作用。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

6、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制定順序動作方案主 機各執(zhí)行機構的順序動作，根據設備類型不同，有的按固定程序運行，有的那么是隨機 的或人為的。工程機械的操縱機構多為手動，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。行程開關安裝比擬 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)接比擬方便的場合。另

7、 外還有時間控制、壓力控制等。例如液壓泵無載啟動，經過一段時間，當泵正常運轉 后，延時繼電器發(fā)出電信號使卸荷閥關閉，建立起正常的工作壓力。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)出電信號或翻開順序閥使壓力 油通過，來啟動下一個動 作。4選擇液壓動力源液 壓系統(tǒng)的工作介質完全由液壓源來提供，液壓源的核心是液壓泵。節(jié)流調速系統(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，多余容積調速系統(tǒng)多數(shù)是對在工作循環(huán)各階的油經溢流閥流回油箱， 溢流閥同時起到控制并穩(wěn)定油源壓力

8、的作用。用變量泵供油，用平安閥限定系統(tǒng)的最高壓力。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。段中系統(tǒng)所需油量相差較大的情況，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

9、 多余的元件，力求系統(tǒng)結構簡單。注意各元件間的聯(lián)鎖關系， 防止誤動作發(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標準件， 在圖中要按國家標準規(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構原理圖繪制。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

10、泵的選擇1確定液壓泵的最大工作壓力pppppi + lA p21式中 p 1 液壓缸或液壓馬達最大工作壓力；lA 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。lA p的準確計算要待元件選定并繪出管路圖時才能進行， 初算時可按經驗數(shù)據選?。?管路簡單、 流速不大的， 取lA p= 0.20.5 MPa管路復雜，進口有調閥的，取lA p= 0.51.5 MPa2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Q來(lQnax)( 22 )式中K系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取K=1.11.3 ;Q-t 圖上查得。對于在工-4 30.5 X10 m/s 。lQmax 同時動作

11、的液壓缸或液壓馬達的最大總流量，可從作過程中用節(jié)流調速的系統(tǒng)，還須加上溢流閥的最小溢流量，一般取系統(tǒng)使用蓄能器作輔助動力源時式中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；3V每一個液壓缸或液壓馬達在工作周期中的總耗油量m；z 液壓缸或液壓馬達的個數(shù)。3選擇液壓泵的規(guī)格 根據以上求得的pp和Q值，按系統(tǒng)中擬定的液壓泵的形式，從產 品樣本或本手冊中選擇相應的液壓泵。 為使液壓泵有一定的壓力儲藏， 所選泵的額定壓力一 般要比最大工作壓力大 25% 60%。4確定液壓泵的驅動功率在工作循環(huán)中， 如果液壓泵的壓力和流量比擬恒定， 即 p-t 、Q-t 圖變化較平緩，那么式中p p液

12、壓泵的最大工作壓力Pa;3Q液壓泵的流量m/s ;n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齒輪泵螺桿泵葉片泵柱塞泵總效率0.6 0.70.65 0.800.60 0.750.80 0.85限壓式變量葉片泵的驅動功率，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=0.8p Pmax， Q=Q，那么式中 液壓泵的最大工作壓力Pa;3液壓泵的額定流量m/s 。在工作循環(huán)中，如果液壓泵的流量和壓力變化較大，即 Q-t， p-t 曲線起伏變化較大，那么須分別計算出各個動作階段內所需功率，驅動功率取其平均功率式中tt2、tn一個循環(huán)中每一動作階段內所需的時間S ；P

13、、P2、Pn 一個循環(huán)中每一動作階段內所需的功率 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電動機超載量是否都在允許范圍內。電動機允許的短時間超載量一般為25%4.2液壓閥的選擇1 閥的規(guī)格，根據系統(tǒng)的工作壓力和實際通過該閥的最大流量，選擇有定型產品的閥件。 溢流閥按液壓泵的最大流量選取； 選擇節(jié)流閥和調速閥時，要考慮最小穩(wěn)定流量應滿足執(zhí)行 機構最低穩(wěn)定速度的要求?？刂崎y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 根據蓄能器在液壓系統(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

14、運動，由蓄能器來補充供油，其有效工作容積為2式中A 液壓缸有效作用面積m；I 液壓缸行程m;K油液損失系數(shù)，一般取 K=1.2 ;3Q液壓泵流量m/s ；t 動作時間s2作應急能源，其有效工作容積為：3式中 一一要求應急動作液壓缸總的工作容積 m。有效工作容積算出后，根據第8章中有關蓄能器的相應計算公式，求出蓄能器的容積，再根據其他性能要求，即可確定所需蓄能器。4.4管道尺寸確實定1管道內徑計算3 式中Q通過管道內的流量m/s ；u內允許流速m/s，見表10。計算出內徑d后，按標準系列選取相應的管子。2管道壁厚3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

15、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1.5 2.6式中p管道內最高工作壓力Pa;d管道內徑m ；司一一管道材料的許用應力Pa,卡ob管道材料的抗拉強度Pa；n平安系數(shù)，對鋼管來說，pv 7MPa時，取n=8; pv 17.5MPa時，取n=6; p > 17.5MPa 時，取n=4。4.5油箱容量確實定初始設計時，先按經驗公式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。油箱容量的經驗公式為v=ax 313式中Qv液壓泵每分鐘排出壓力油的容積m；a經驗系數(shù)，見表11。表11經驗系數(shù)a系統(tǒng)類型行走機械低壓系統(tǒng)中壓系統(tǒng)鍛壓機械冶金機械a12

16、245761210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。根據分析計算發(fā)現(xiàn)問題，對某些不合理的設計要進行重新調整，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厶p1,管路的局部壓力損失 p2和閥類兀件的局部

17、損失厶 p3,總的壓力損失為 p=A p1+A p2+A p3 323334式中I 管道的長度m;d 管道內徑m ；U 液流平均速度m/s;3P液壓油密度(kg/m );入一一沿程阻力系數(shù)；Z 部阻力系數(shù)。入Z的具體值可參考第2章有關內容。式中Qn閥的額定流量(m/s)；3Q通過閥的實際流量(m/s)； pn閥的額定壓力損失(Pa)(可從產品樣本中查到)。對于泵到執(zhí)行元件間的壓力損失，如果計算出的厶p比選泵時估計的管路損失大得多時，應該重新調整泵及其他有關元件的規(guī)格尺寸等參數(shù)。系統(tǒng)的調整壓力Pt 卻+ p(36)式中PT液壓泵的工作壓力或支路的調整壓力。5.2 液壓系統(tǒng)的發(fā)熱溫升計算5.2.1

18、 計算液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率液壓系統(tǒng)工作時， 除執(zhí)行元件驅動外載荷輸出有效功率外， 其余功率損失全部轉化為熱量， 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)；Pri液壓泵的輸入功率( W)；nPi 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)；n 液壓執(zhí)行元件的效率；t j 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溢流閥的調整壓力(Pa)；3Qy經溢流閥流回油箱的流量(m/s

19、 )。( 4)油液流經閥或管路的功率損失Fh4= pQ(40)式中 p通過閥或管路的壓力損失(Pa)；3Q 通過閥或管路的流量(m/s )。 由以上各種損失構成了整個系統(tǒng)的功率損失，即液壓系統(tǒng)的發(fā)熱功率Phr=Ph1+ P h2+ Ph3+Ph4( 41)式( 41)適用于回路比擬簡單的液壓系統(tǒng)，對于復雜系統(tǒng)，由于功率損失的環(huán)節(jié)太多， 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(42)式中Pr是液壓系統(tǒng)的總輸入功率，巳是輸出的有效功率。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；p、Q、n 第i臺泵的實際輸出壓力、流量、效率；t i第i臺泵工作時

20、間s;Twj、tj液壓馬達的外載轉矩、轉速、工作時間 Nm rad/s、s;F w、si液壓缸外載荷及驅動此載荷的行程 N m。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外表，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，也應考慮管路外表散熱。Phc= /+« T45式中K1油箱散熱系數(shù)，見表 12;K2管路散熱系數(shù)，見表 13;2A、A2分別為油箱、管道的散熱面積 m； T油溫與環(huán)境溫度之差C。表12油箱散熱系數(shù) 冷W/ ntc冷卻條件K通風條件很差89通風條件良好15 17用風扇冷卻23循環(huán)水強制冷卻110170表13管道散熱系數(shù) &W/ 卅：C風速/m s

21、管道外徑/m0.010.050.1086512514105694023假設系統(tǒng)到達熱平衡，那么Phr=Phc,油溫不再升高，此時，最大溫差環(huán)境溫度為T。，那么油溫T=T+To如果計算出的油溫超過該液壓設備允許的最高油溫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C液壓設備類型正常工作溫度最高允許溫度數(shù)控機床30 5055 70一般機床30 5555 70機車車輛40 6070 80船舶30 6080 90冶金機械、液壓機40 7060 90工程機械、礦山機械50 8070 90式中

22、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C,、T2液壓油入口和出口溫度；t 1、t 2 冷卻水或風的入口和出口溫度。5.2.3 根據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， 與油不直接接觸的外表算半散熱面， 圖示油箱的有效容積和散熱面積分別為圖 3 油箱結構尺寸V=0.8 obh

23、50A=1.6h a+b +1.5 a 51假設Ai求出，再根據結構要求確定a b、h的比例關系，即可確定油箱的主要結構尺寸。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， 那么應 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， 都會產生高于靜態(tài)值的沖擊壓力。 它不僅伴隨產生振動和噪 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：1 當迅速翻開或關閉液流通路時，在系統(tǒng)中產生的沖擊壓力

24、。直接沖擊即t v T時，管道內壓力增大值 52間接沖擊即t > T時，管道內壓力增大值3式中 p液體密度kg/m ； u閉或開啟液流通道前后管道內流速之差 m/s;t 關閉或翻開液流通道的時間s；T 管道長度為I時，沖擊波往返所需的時間S； 管道內液流中沖擊波的傳播速度m/s。假設不考慮粘性和管徑變化的影響，沖擊波在管內的傳播速度式中Eo液壓油的體積彈性模量Pa,其推薦值為 E=700MPa& d 管道的壁厚和內徑m ；11E管道材料的彈性模量Pa,常用管道材料彈性模量：鋼E=2.1 X10 Pa,紫銅11E=1.18 X10 Pa。2急劇改變液壓缸運動速度時,由于液體及運動機

25、構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；2A第i段管道的截面積m；2A 液壓缸活塞面積m；M與活塞連動的運動部件質量kg ； u 液壓缸的速度變化量m/s;t 液壓缸速度變化厶u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。 實際壓力假設 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。集中式結構是將整個設備液壓系統(tǒng)的油源、控制閥局部獨立設置于主機之外或安裝在地 下，組成液壓站

26、。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。分散式結構是把液壓系統(tǒng)中液壓泵、控制調節(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構。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。 這種配置可根據需要靈活改變回路形式。 液壓 實驗臺等普遍采用這種配置。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，另一方面起內部油路作用。這種配置結構緊湊、安裝方便。6.3 集

27、成塊設計1塊體結構 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。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調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。集成塊的其余四個外表，一般后面接通液壓執(zhí)

28、行元件的油管，另三個面用以安裝液壓閥。 塊體內部按系統(tǒng)圖的要求，鉆有溝通各閥的孔道。2 集成塊結構尺寸確實定 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。油孔之間的壁厚 3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，

29、因油孔的偏斜而誤通。對于中低壓系統(tǒng)，3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，操縱機構裝配圖，電氣系統(tǒng)圖等。 技術文件包括設計任務書、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。液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)是

30、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。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構尺寸。2.1載荷的組成和計算液壓缸的載荷組成與計算圖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。2導軌摩擦載荷Ff對于平導軌1對于V型導軌

31、2式中G 運動部件所受的重力N；Fn外載荷作用于導軌上的正壓力N;卩摩擦系數(shù)，見表1 ;a V型導軌的夾角，一般為 90 °3慣性載荷Fa表1摩擦系數(shù)卩導軌類型導軌材料運動狀態(tài)摩擦系數(shù)起動時0.15 0.20滑動導軌鑄鐵對鑄鐵低速(U< 0.16m/s)0.1 0.12高速(u> 0.16m/s )0.05 0.08滾動導軌鑄鐵對滾柱珠0.005 0.02淬火鋼導軌對滾柱0.003 0.006靜壓導軌鑄鐵0.0052式中g重力加速度；g=9.81m/s ； u度變化量m/s; t 起動或制動時間s。一般機械厶t=0.10.5s，對輕載低速運動=0.51.5部件取小值，對重

32、載高速部件取大值。行走機械一般取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 F W=Fg+Ff +Fa4穩(wěn)態(tài)運動時 F W=Fg+Ff5減速制動時 F W=Fg+Ff -F a6工作載荷Fg并非每階段都存在，如該階段沒有工作，那么Fg=O。除外載荷Fw外，作用于活塞上的載荷F還包括液壓缸密封處的摩擦阻力Fm,由于各種缸的密封材質和密封形成不同，密封阻力難以精確計算，一般估算為( 7 )式中n液壓缸的機械效率，一般取0.90 0.95 。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( 8 )常見的載荷力矩有被驅動輪的阻力矩、液壓卷筒的阻力矩等。 2軸頸摩擦力矩

33、 TfTf=Q9式中G旋轉部件施加于軸勁上的徑向力N；卩一一摩擦系數(shù)，參考表1選用；r 旋轉軸的半徑 m。 3慣性力矩 Ta 102式中£加速度rad/s ; 3角速度變化量rad/s ; t起動或制動時間s;2J回轉部件的轉動慣量kg m°起動加速時 11 穩(wěn)定運行時 12 減速制動時13計算液壓馬達載荷轉矩 T時還要考慮液壓馬達的機械效率nm n=0.90.99 。 14根據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 力的選擇要根據載荷大小和設備類型而定。還要考慮執(zhí)行元件的裝配空

34、間、經濟條件 及元件供給情況等的限制。在載荷一定的情況下,工作壓力低,勢必要加大執(zhí)行元件的結構尺寸,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濟;反之,壓力選得 太高,對泵、缸、閥等元件的材質、密封、制造精度也要求很高,必然要提高設備本錢。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。2.3計算液壓缸的主要結構尺寸和液壓馬達的排量1計算液壓缸的主要結構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作用面

35、積mi；有桿腔活塞有效作用面積mi；pi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；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/kNV 551010 2020 3030 50> 50工作壓力/MPaV 0.8 11.5 22.5 3344 5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/MPa0.8 2352881010 1820 32表4執(zhí)行元件背壓力

36、系統(tǒng)類型背壓力/MPa簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調速系統(tǒng)0.2 0.5回油路帶調速閥的系統(tǒng)0.4 0.6回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)0.5 1.5用補油泵的閉式回路0.8 1.5回油路較復雜的工程機械1.2 3回油路較短，且直接回油箱可忽略不計，般，液壓缸在受壓狀態(tài)下工作，其活塞面積為運用式17須事先確定 A與A的關系，或是活塞桿徑 d與活塞直徑 D的關系，令桿徑 比 忙d/D，其比值可按表 5和表6選取。18采用差動連接時，u/ u=丘-d2 /d 2。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/d > 10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

37、低速度要求驗算液壓缸尺寸2式中A 液壓缸有效工作面積m；Qmin系統(tǒng)最小穩(wěn)定流量斥怡，在節(jié)流調速中取決于回路中所設調速閥或節(jié)流閥的 最小穩(wěn)定流量。容積調速中決定于變量泵的最小穩(wěn)定流量。Umin運動機構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，那么應按最低穩(wěn)定速度確定液壓缸的結構尺寸。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構尺寸來確定系統(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，最好選用國產標準液壓缸，免于自行設計加工。 常用

38、液壓缸內徑及活塞桿直徑見表7和表&表5按工作壓力選取d/D工作壓力/MPa<5.05.0 -7.0富0d/D0.5 0.550.62 -0.700.7表6按速比要求確定 d/DU u1.151.251.331.461.612d/D0.30.40.50.550.620.71注：u 無桿腔進油時活塞運動速度；u有桿腔進油時活塞運動速度。表7常用液壓缸內徑 D mm4050638090100110125140160180200220250表8活塞桿直徑d mm速比缸徑40506380901001101.462228354550556334550607080速比缸徑12514016018

39、02002202501.467080901001101251402901001101251402計算液壓馬達的排量液壓馬達的排量為式中T 液壓馬達的載荷轉矩Nn; 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速要求式中 Qmin 通過液壓馬達的最小流量；n min 液壓馬達工作時的最低轉速。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=Au192式中 A 液壓缸有效作用面積 m2；U 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 m/r ；n液壓馬達的轉速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、

40、流量循環(huán)圖和功率循環(huán)圖。它們是調整系統(tǒng)參數(shù)、選擇液壓泵、 閥等元件的依據。1壓力循環(huán)圖一一p-t 圖通過最后確定的液壓執(zhí)行元件的結構尺寸，再根據實際載 荷的大小， 倒求出液壓執(zhí)行元件在其動作循環(huán)各階段的工作壓力， 然后把它們繪制成 p-t 圖。2流量循環(huán)圖一一Q-t 圖根據已確定的液壓缸有效工作面積或液壓馬達的排量，結合其運動速度算出它在工作循環(huán)中每一階段的實際流量，把它繪制成Q-t 圖。假設系統(tǒng)中有多個液壓執(zhí)行元件同時工作，要把各自的流量圖疊加起來繪出總的流量循環(huán)圖。3 功率循環(huán)圖P-t 圖繪出壓力循環(huán)圖和總流量循環(huán)圖后，根據P=pQ即可繪出 系統(tǒng)的功率循環(huán)圖。油箱的設計要點油箱油箱在液壓系

41、統(tǒng)中除了儲油外，還起著散熱、別離油液中的氣泡、沉淀雜質等作用。油箱中安裝有很多輔件，如冷卻器、加熱器、空氣過濾器及液位計等。油箱可分為開式油箱和閉式油箱二種。 開式油箱， 箱中液面與大氣相通， 在油箱蓋上裝有 空氣過濾器。開式油箱結構簡單，安裝維護方便， 液壓系統(tǒng)普遍采用這種形式。閉式油箱一 般用于壓力油箱，內充一定壓力的惰性氣體，充氣壓力可達0.05MPa。如果按油箱的形狀來分，還可分為矩形油箱和圓罐形油箱。矩形油箱制造容易，箱上易于安放液壓器件，所以被 廣泛采用；圓罐形油箱強度高，重量輕，易于清掃，但制造較難，占地空間較大，在大型冶 金設備中經常采用。2.1 油箱的設計要點圖 10為油箱簡圖。設計油箱時應考慮如下幾點。1 油箱必須有足夠大的容積。一方面盡可能地滿足散熱的要求，另一方面在液壓系統(tǒng)停 止工作時應能容納系統(tǒng)中的所有工作介質；而工作時又能保持適當?shù)囊何弧?吸油管及回油管應插入最