液压系统的设计步骤与设计要求

cjlgl

液压系统的设计步骤与设计要求
液压传动系统是液压机械的一个组成部分，液压传动系统的设计要同主机的总体设计同时进行。着手设计时，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压传动系统。
1.1 设计步骤
液压系统的设计步骤并无严格的顺序，各步骤间往往要相互穿插进行。一般来说，在明确设计要求之后，大致按如下步骤进行。
1）确定液压执行元件的形式；
2）进行工况分析，确定系统的主要参数；
3）制定基本方案，拟定液压系统原理图；
4）选择液压元件；
5）液压系统的性能验算；
6）绘制工作图，编制技术文件。
1.2 明确设计要求
设计要求是进行每项工程设计的依据。在制定基本方案并进一步着手液压系统各部分设计之前，必须把设计要求以及与该设计内容有关的其他方面了解清楚。
1）主机的概况：用途、性能、工艺流程、作业环境、总体布局等；
2）液压系统要完成哪些动作，动作顺序及彼此联锁关系如何；
3）液压驱动机构的运动形式，运动速度；
4）各动作机构的载荷大小及其性质；
5）对调速范围、运动平稳性、转换精度等性能方面的要求；
6）自动化程序、操作控制方式的要求；
7）对防尘、防爆、防寒、噪声、安全可靠性的要求；
8）对效率、成本等方面的要求。
制定基本方案和绘制液压系统图
3.1制定基本方案
（1）制定调速方案
液压执行元件确定之后，其运动方向和运动速度的控制是拟定液压回路的核心问题。
方向控制用换向阀或逻辑控制单元来实现。对于一般中小流量的液压系统，大多通过换向阀的有机组合实现所要求的动作。对高压大流量的液压系统，现多采用插装阀与先导控制阀的逻辑组合来实现。
速度控制通过改变液压执行元件输入或输出的流量或者利用密封空间的容积变化来实现。相应的调整方式有节流调速、容积调速以及二者的结合——容积节流调速。
节流调速一般采用定量泵供油，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。此种调速方式结构简单，由于这种系统必须用闪流阀，故效率低，发热量大，多用于功率不大的场合。
容积调速是靠改变液压泵或液压马达的排量来达到调速的目的。其优点是没有溢流损失和节流损失，效率较高。但为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵。此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。
容积节流调速一般是用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，并使其供油量与需油量相适应。此种调速回路效率也较高，速度稳定性较好，但其结构比较复杂。
节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式。进油节流起动冲击较小，回油节流常用于有负载荷的场合，旁路节流多用于高速。
调速回路一经确定，回路的循环形式也就随之确定了。
节流调速一般采用开式循环形式。在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，再排回油箱。开式回路结构简单，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。
容积调速大多采用闭式循环形式。闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，形成一个封闭的循环回路。其结构紧凑，但散热条件差。
（2）制定压力控制方案
液压执行元件工作时，要求系统保持一定的工作压力或在一定压力范围内工作，也有的需要多级或无级连续地调节压力，一般在节流调速系统中，通常由定量泵供油，用溢流阀调节所需压力，并保持恒定。在容积调速系统中，用变量泵供油，用安全阀起安全保护作用。
在有些液压系统中，有时需要流量不大的高压油，这时可考虑用增压回路得到高压，而不用单设高压泵。液压执行元件在工作循环中，某段时间不需要供油，而又不便停泵的情况下，需考虑选择卸荷回路。
在系统的某个局部，工作压力需低于主油源压力时，要考虑采用减压回路来获得所需的工作压力。
（3）制定顺序动作方案
主机各执行机构的顺序动作，根据设备类型不同，有的按固定程序运行，有的则是随机的或人为的。工程机械的操纵机构多为手动，一般用手动的多路换向阀控制。加工机械的各执行机构的顺序动作多采用行程控制，当工作部件移动到一定位置时，通过电气行程开关发出电信号给电磁铁推动电磁阀或直接压下行程阀来控制接续的动作。行程开关安装比较方便，而用行程阀需连接相应的油路，因此只适用于管路联接比较方便的场合。
另外还有时间控制、压力控制等。例如液压泵无载启动，经过一段时间，当泵正常运转后，延时继电器发出电信号使卸荷阀关闭，建立起正常的工作压力。压力控制多用在带有液压夹具的机床、挤压机压力机等场合。当某一执行元件完成预定动作时，回路中的压力达到一定的数值，通过压力继电器发出电信号或打开顺序阀使压力油通过，来启动下一个动作。
（4）选择液压动力源
液压系统的工作介质完全由液压源来提供，液压源的核心是液压泵。节流调速系统一般用定量泵供油，在无其他辅助油源的情况下，液压泵的供油量要大于系统的需油量，多余的油经溢流阀流回油箱，溢流阀同时起到控制并稳定油源压力的作用。容积调速系统多数是用变量泵供油，用安全阀限定系统的最高压力。
为节省能源提高效率，液压泵的供油量要尽量与系统所需流量相匹配。对在工作循环各阶段中系统所需油量相差较大的情况，一般采用多泵供油或变量泵供油。对长时间所需流量较小的情况，可增设蓄能器做辅助油源。
油液的净化装置是液压源中不可缺少的。一般泵的入口要装有粗过滤器，进入系统的油液根据被保护元件的要求，通过相应的精过滤器再次过滤。为防止系统中杂质流回油箱，可在回油路上设置磁性过滤器或其他型式的过滤器。根据液压设备所处环境及对温升的要求，还要考虑加热、冷却等措施。
3.2 绘制液压系统图
整机的液压系统图由拟定好的控制回路及液压源组合而成。各回路相互组合时要去掉重复多余的元件，力求系统结构简单。注意各元件间的联锁关系，避免误动作发生。要尽量减少能量损失环节。提高系统的工作效率。
为便于液压系统的维护和监测，在系统中的主要路段要装设必要的检测元件（如压力表、温度计等）。
大型设备的关键部位，要附设备用件，以便意外事件发生时能迅速更换，保证主要连续工作。
各液压元件尽量采用国产标准件，在图中要按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘制。对于自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制。
系统图中应注明各液压执行元件的名称和动作，注明各液压元件的序号以及各电磁铁的代号，并附有电磁铁、行程阀及其他控制元件的动作表。
液压元件的选择与专用件设计
4.1 液压泵的选择
1）确定液压泵的最大工作压力pp
pp≥p1+Σ△p             （21）
式中 p1——液压缸或液压马达最大工作压力；
Σ△p——从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管路损失。 Σ△p的准确计算要待元件选定并绘出管路图时才能进行，初算时可按经验数据选取：管路简单、流速不大的，取Σ△p=（0.2～0.5）MPa；管路复杂，进口有调阀的，取Σ△p=（0.5～1.5）MPa。
2）确定液压泵的流量QP 多液压缸或液压马达同时工作时，液压泵的输出流量应为
QP≥K（ΣQmax）     （22）
式中 K——系统泄漏系数，一般取K=1.1～1.3；
ΣQmax——同时动作的液压缸或液压马达的最大总流量，可从（Q-t）图上查得。对于在工作过程中用节流调速的系统，还须加上溢流阀的最小溢流量，一般取0.5×10-4m3/s。
系统使用蓄能器作辅助动力源时
式中 K——系统泄漏系数，一般取K=1.2；
Tt——液压设备工作周期（s）；
Vi——每一个液压缸或液压马达在工作周期中的总耗油量（m3）；
z——液压缸或液压马达的个数。
3）选择液压泵的规格 根据以上求得的pp和Qp值，按系统中拟定的液压泵的形式，从产品样本或本手册中选择相应的液压泵。为使液压泵有一定的压力储备，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大25%～60%。
4）确定液压泵的驱动功率 在工作循环中，如果液压泵的压力和流量比较恒定，即（p-t）、（Q-t）图变化较平缓，则
式中 pp——液压泵的最大工作压力（Pa）；
QP——液压泵的流量（m3/s）；
ηP——液压泵的总效率，参考表9选择。
表9液压泵的总效率
液压泵类型        齿轮泵        螺杆泵        叶片泵        柱塞泵
总效率        0.6～0.7        0.65～0.80        0.60～0.75        0.80～0.85
限压式变量叶片泵的驱动功率，可按流量特性曲线拐点处的流量、压力值计算。一般情况下，可取pP=0.8pPmax，QP=Qn，则
式中 ——液压泵的最大工作压力（Pa）；
——液压泵的额定流量（m3/s）。
在工作循环中，如果液压泵的流量和压力变化较大，即（Q-t），（p-t）曲线起伏变化较大，则须分别计算出各个动作阶段内所需功率，驱动功率取其平均功率
式中 t1、t2、…tn——一个循环中每一动作阶段内所需的时间（s）；
P1、P2、…Pn——一个循环中每一动作阶段内所需的功率（W）。
按平均功率选出电动机功率后，还要验算一下每一阶段内电动机超载量是否都在允许范围内。电动机允许的短时间超载量一般为25%。
4.2 液压阀的选择
1）阀的规格，根据系统的工作压力和实际通过该阀的最大流量，选择有定型产品的阀件。溢流阀按液压泵的最大流量选取；选择节流阀和调速阀时，要考虑最小稳定流量应满足执行机构最低稳定速度的要求。
控制阀的流量一般要选得比实际通过的流量大一些，必要时也允许有20%以内的短时间过流量。
2）阀的型式，按安装和操作方式选择。
4.3 蓄能器的选择
根据蓄能器在液压系统中的功用，确定其类型和主要参数。
1）液压执行元件短时间快速运动，由蓄能器来补充供油，其有效工作容积为
式中 A——液压缸有效作用面积（m2）；
l——液压缸行程（m）；
K——油液损失系数，一般取K=1.2；
QP——液压泵流量（m3/s）；
t——动作时间（s）
2）作应急能源，其有效工作容积为：
式中 ——要求应急动作液压缸总的工作容积（m3）。
有效工作容积算出后，根据第8章中有关蓄能器的相应计算公式，求出蓄能器的容积，再根据其他性能要求，即可确定所需蓄能器。
4.4 管道尺寸的确定
（1）管道内径计算
式中 Q——通过管道内的流量（m3/s）；
υ——管内允许流速（m/s），见表10。
计算出内径d后，按标准系列选取相应的管子。
（2）管道壁厚δ的计算
表10 允许流速推荐值
管道        推荐流速/（m/s）
液压泵吸油管道        0.5～1.5，一般常取1以下
液压系统压油管道        3～6，压力高，管道短，粘度小取大值
液压系统回油管道        1.5～2.6
式中 p——管道内最高工作压力（Pa）；
d——管道内径（m）；
[σ]——管道材料的许用应力（Pa），[σ]=
σb——管道材料的抗拉强度（Pa）；
n——安全系数，对钢管来说，p＜7MPa时，取n=8；p＜17.5MPa时，取n=6；p＞17.5MPa时，取n=4。
4.5 油箱容量的确定
初始设计时，先按经验公式（31）确定油箱的容量，待系统确定后，再按散热的要求进行校核。
油箱容量的经验公式为
V=αQV             （31）
式中 QV——液压泵每分钟排出压力油的容积（m3）；
α——经验系数，见表11。
表11 经验系数α
系统类型        行走机械        低压系统        中压系统        锻压机械        冶金机械
α        1～2        2～4        5～7        6～12        10
在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统供油的要求，还要保证执行元件全部排油时，油箱不能溢出，以及系统中最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限度。
液压系统性能验算
液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当各回路形式、液压元件及联接管路等完全确定后，针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分析。对一般液压传动系统来说，主要是进一步确切地计算液压回路各段压力损失、容积损失及系统效率，压力冲击和发热温升等。根据分析计算发现问题，对某些不合理的设计要进行重新调整，或采取其他必要的措施。
5.1 液压系统压力损失
压力损失包括管路的沿程损失△p1，管路的局部压力损失△p2和阀类元件的局部损失△p3，总的压力损失为
△p=△p1+△p2+△p3          （32）
（33）
（34）
    式中 l——管道的长度（m）；
         d——管道内径（m）；
        υ——液流平均速度（m/s）；
        ρ——液压油密度（kg/m3）；
        λ——沿程阻力系数；
        ζ——局部阻力系数。
    λ、ζ的具体值可参考第2章有关内容。
    式中  Qn——阀的额定流量（m3/s）；
           Q——通过阀的实际流量（m3/s）；
        △pn——阀的额定压力损失（Pa）（可从产品样本中查到）。
    对于泵到执行元件间的压力损失，如果计算出的△p比选泵时估计的管路损失大得多时，应该重新调整泵及其他有关元件的规格尺寸等参数。
    系统的调整压力
pT≥p1+△p                     （36）
    式中 pT——液压泵的工作压力或支路的调整压力。
    5.2 液压系统的发热温升计算
    5.2.1 计算液压系统的发热功率
    液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。液压系统的功率损失主要有以下几种形式：
    （1）液压泵的功率损失
    式中 Tt——工作循环周期（s）；
         z——投入工作液压泵的台数；
       Pri——液压泵的输入功率（W）；
      ηPi——各台液压泵的总效率；
        ti——第i台泵工作时间（s）。
    （2）液压执行元件的功率损失
    式中 M——液压执行元件的数量；
       Prj——液压执行元件的输入功率（W）；
       ηj——液压执行元件的效率；
        tj——第j个执行元件工作时间（s）。
    （3）溢流阀的功率损失
                    （39）
    式中 py——溢流阀的调整压力（Pa）；
         Qy——经溢流阀流回油箱的流量（m3/s）。
    （4）油液流经阀或管路的功率损失
Ph4=△pQ                       （40）
    式中 △p——通过阀或管路的压力损失（Pa）；
           Q——通过阀或管路的流量（m3/s）。
    由以上各种损失构成了整个系统的功率损失，即液压系统的发热功率
Phr=Ph1+ Ph2+ Ph3+Ph4           （41）
    式（41）适用于回路比较简单的液压系统，对于复杂系统，由于功率损失的环节太多，一一计算较麻烦，通常用下式计算液压系统的发热功率
Phr=Pr-Pc                      （42）
    式中Pr是液压系统的总输入功率，PC是输出的有效功率。
    其中 Tt——工作周期（s）；
    z、n、m——分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量；
pi、Qi、ηPi——第i台泵的实际输出压力、流量、效率；
          ti——第i台泵工作时间（s）；
TWj、ωj、tj——液压马达的外载转矩、转速、工作时间（N•m、rad/s、s）；
     FWi、si——液压缸外载荷及驱动此载荷的行程（N•m）。
    5.2.2 计算液压系统的散热功率
    液压系统的散热渠道主要是油箱表面，但如果系统外接管路较长，而且用式（41）计算发热功率时，也应考虑管路表面散热。
Phc=（K1A1+K2A2）△T            （45）
    式中 K1——油箱散热系数，见表12；
           K2——管路散热系数，见表13；
         A1、A2——分别为油箱、管道的散热面积（m2）；
          △T——油温与环境温度之差（℃）。

表12  油箱散热系数K1     （W/（m2•℃））
冷却条件        K1
通风条件很差        8～9
通风条件良好        15～17
用风扇冷却        23
循环水强制冷却        110～170
表13 管道散热系数K2      （W/（m2•℃））
风速/m•s-1        管道外径/m
        0.01        0.05        0.1
0        8        6        5
1        25        14        10
5        69        40        23
    若系统达到热平衡，则Phr=Phc，油温不再升高，此时，最大温差
    环境温度为T0，则油温T=T0+△T。如果计算出的油温超过该液压设备允许的最高油温（各种机械允许油温见表14），就要设法增大散热面积，如果油箱的散热面积不能加大，或加大一些也无济于事时，需要装设冷却器。冷却器的散热面积
表14 各种机械允许油温（℃）
液压设备类型        正常工作温度        最高允许温度
数控机床        30～50        55～70
一般机床        30～55        55～70
机车车辆        40～60        70～80
船舶        30～60        80～90
冶金机械、液压机        40～70        60～90
工程机械、矿山机械        50～80        70～90
    式中 K——冷却器的散热系数，见本篇第8章液压辅助元件有关散热器的散热系数；
      △tm——平均温升（℃），
     T1、T2——液压油入口和出口温度；
     t1、t2——冷却水或风的入口和出口温度。
    5.2.3 根据散热要求计算油箱容量
    式（46）是在初步确定油箱容积的情况下，验算其散热面积是否满足要求。当系统的发热量求出之后，可根据散热的要求确定油箱的容量。
    由式（46）可得油箱的散热面积为
    如不考虑管路的散热，式（48）可简化为
    油箱主要设计参数如图3所示。一般油面的高度为油箱高h的0.8倍，与油直接接触的表面算全散热面，与油不直接接触的表面算半散热面，图示油箱的有效容积和散热面积分别为

图3  油箱结构尺寸
V=0.8αbh                   （50）
A1=1.6h（α+b）+1.5αb      （51）
    若A1求出，再根据结构要求确定α、b、h的比例关系，即可确定油箱的主要结构尺寸。
    如按散热要求求出的油箱容积过大，远超出用油量的需要，且又受空间尺寸的限制，则应适当缩小油箱尺寸，增设其他散热措施。
    5.3 计算液压系统冲击压力
    压力冲击是由于管道液流速度急剧改变而形成的。例如液压执行元件在高速运动中突然停止，换向阀的迅速开启和关闭，都会产生高于静态值的冲击压力。它不仅伴随产生振动和噪声，而且会因过高的冲击压力而使管路、液压元件遭到破坏。对系统影响较大的压力冲击常为以下两种形式：
    1）当迅速打开或关闭液流通路时，在系统中产生的冲击压力。
    直接冲击（即t＜τ）时，管道内压力增大值
                  （52）
    间接冲击（即t＞τ）时，管道内压力增大值
    式中 ρ——液体密度（kg/m3）；
         △υ——关闭或开启液流通道前后管道内流速之差（m/s）；
         t——关闭或打开液流通道的时间（s）；
τ=                ——管道长度为l时，冲击波往返所需的时间（s）；
          ——管道内液流中冲击波的传播速度（m/s）。
    若不考虑粘性和管径变化的影响，冲击波在管内的传播速度
    式中 E0——液压油的体积弹性模量（Pa），其推荐值为E0=700MPa；
      δ、d——管道的壁厚和内径（m）；
          E——管道材料的弹性模量（Pa），常用管道材料弹性模量：钢E=2.1×1011Pa，紫铜E=1.18×1011Pa。
    2）急剧改变液压缸运动速度时，由于液体及运动机构的惯性作用而引起的压力冲击，其压力的增大值为
    式中 ——液流第i段管道的长度（m）；
         Ai——第i段管道的截面积（m2）；
          A——液压缸活塞面积（m2）；
          M——与活塞连动的运动部件质量（kg）；
       △υ——液压缸的速度变化量（m/s）；
          t——液压缸速度变化△υ所需时间（s）。
    计算出冲击压力后，此压力与管道的静态压力之和即为此时管道的实际压力。实际压力若比初始设计压力大得多时，要重新校核一下相应部件管道的强度及阀件的承压能力，如不满足，要重新调整。
设计液压装置，编制技术文件
    6.1 液压装置总体布局
    液压系统总体布局有集中式、分散式。
    集中式结构是将整个设备液压系统的油源、控制阀部分独立设置于主机之外或安装在地下，组成液压站。如冷轧机、锻压机、电弧炉等有强烈热源和烟尘污染的冶金设备，一般都是采用集中供油方式。
    分散式结构是把液压系统中液压泵、控制调节装置分别安装在设备上适当的地方。机床、工程机械等可移动式设备一般都采用这种结构。
    6.2 液压阀的配置形式
    1）板式配置 板式配置是把板式液压元件用螺钉固定在平板上，板上钻有与阀口对应的孔，通过管接头联接油管而将各阀按系统图接通。这种配置可根据需要灵活改变回路形式。液压实验台等普遍采用这种配置。
    2）集成式配置 目前液压系统大多数都采用集成形式。它是将液压阀件安装在集成块上，集成块一方面起安装底板作用，另一方面起内部油路作用。这种配置结构紧凑、安装方便。
    6.3 集成块设计
    1）块体结构 集成块的材料一般为铸铁或锻钢，低压固定设备可用铸铁，高压强振场合要用锻钢。块体加工成正方体或长方体。
    对于较简单的液压系统，其阀件较少，可安装在同一个集成块上。如果液压系统复杂，控制阀较多，就要采取多个集成块叠积的形式。
    相互叠积的集成块，上下面一般为叠积接合面，钻有公共压力油孔P，公用回油孔T，泄漏油孔L和4个用以叠积紧固的螺栓孔。
    P孔，液压泵输出的压力油经调压后进入公用压力油孔P，作为供给各单元回路压力油的公用油源。
    T孔，各单元回路的回油均通到公用回油孔T，流回到油箱。
    L孔，各液压阀的泄漏油，统一通过公用泄漏油孔流回油箱。
    集成块的其余四个表面，一般后面接通液压执行元件的油管，另三个面用以安装液压阀。块体内部按系统图的要求，钻有沟通各阀的孔道。
    2）集成块结构尺寸的确定 外形尺寸要求满足阀件的安装，孔道布置及其他工艺要求。为减少工艺孔，缩短孔道长度，阀的安装位置要仔细考虑，使相通油孔尽量在同一水平面或是同一竖直面上。对于复杂的液压系统，需要多个集成块叠积时，一定要保证三个公用油孔的坐标相同，使之叠积起来后形成三个主通道。
    各通油孔的内径要满足允许流速的要求，具体参照本章4.4节确定孔径。一般来说，与阀直接相通的孔径应等于所装阀的油孔通径。
    油孔之间的壁厚δ不能太小，一方面防止使用过程中，由于油的压力而击穿，另一方面避免加工时，因油孔的偏斜而误通。对于中低压系统，δ不得小于5mm，高压系统应更大些。
    6.4 绘制正式工作图，编写技术文件
    液压系统完全确定后，要正规地绘出液压系统图。除用元件图形符号表示的原理图外，还包括动作循环表和元件的规格型号表。图中各元件一般按系统停止位置表示，如特殊需要，也可以按某时刻运动状态画出，但要加以说明。
    装配图包括泵站装配图，管路布置图，操纵机构装配图，电气系统图等。
技术文件包括设计任务书、设计说明书和设备的使用、维护说明书等。
进行工况分析、确定液压系统的主要参数
    通过工况分析，可以看出液压执行元件在工作过程中速度和载荷变化情况，为确定系统及各执行元件的参数提供依据。
    液压系统的主要参数是压力和流量，它们是设计液压系统，选择液压元件的主要依据。压力决定于外载荷。流量取决于液压执行元件的运动速度和结构尺寸。
    2.1 载荷的组成和计算
    2.1.1 液压缸的载荷组成与计算
    图1表示一个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。各有关参数标注图上，其中FW是作用在活塞杆上的外部载荷，Fm中活塞与缸壁以及活塞杆与导向套之间的密封阻力。

图1液压系统计算简图
    作用在活塞杆上的外部载荷包括工作载荷Fg，导轨的摩擦力Ff和由于速度变化而产生的惯性力Fa。
    （1）工作载荷Fg
    常见的工作载荷有作用于活塞杆轴线上的重力、切削力、挤压力等。这些作用力的方向如与活塞运动方向相同为负，相反为正。
    （2）导轨摩擦载荷Ff
    对于平导轨
              （1）
    对于V型导轨
        （2）
    式中 G——运动部件所受的重力（N）；
        FN——外载荷作用于导轨上的正压力（N）；
        μ——摩擦系数，见表1；
        α——V型导轨的夹角，一般为90°。
    （3）惯性载荷Fa
表1 摩擦系数μ
导轨类型        导轨材料        运动状态        摩擦系数
滑动导轨        铸铁对铸铁        起动时        0.15～0.20
                低速（υ＜0.16m/s)        0.1～0.12
                高速（υ＞0.16m/s）        0.05～0.08
滚动导轨        铸铁对滚柱（珠）                 0.005～0.02
        淬火钢导轨对滚柱                0.003～0.006
静压导轨        铸铁                 0.005
    式中  g——重力加速度；g=9.81m/s2；
       △υ——速度变化量（m/s）；
     △t——起动或制动时间（s）。一般机械△t=0.1～0.5s，对轻载低速运动部件取小值，对重载高速部件取大值。行走机械一般取                =0.5～1.5 m/s2。
    以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷FW。
    起动加速时 FW=Fg+Ff+Fa                                        （4）
    稳态运动时 FW=Fg+Ff                                           （5）
    减速制动时 FW=Fg+Ff-Fa                                        （6）
    工作载荷Fg并非每阶段都存在，如该阶段没有工作，则 Fg=0。
    除外载荷FW外，作用于活塞上的载荷F还包括液压缸密封处的摩擦阻力Fm，由于各种缸的密封材质和密封形成不同，密封阻力难以精确计算，一般估算为
               （7）
    式中 ηm——液压缸的机械效率，一般取0.90～0.95。
                      （8）
    2.1.2 液压马达载荷力矩的组成与计算
    （1）工作载荷力矩Tg
    常见的载荷力矩有被驱动轮的阻力矩、液压卷筒的阻力矩等。
    （2）轴颈摩擦力矩Tf
Tf=μGr                       （9）
    式中 G——旋转部件施加于轴劲上的径向力（N）；
        μ——摩擦系数，参考表1选用；
         r——旋转轴的半径（m）。
    （3）惯性力矩Ta
              （10）
    式中 ε——角加速度（rad/s2）；
       △ω——角速度变化量（rad/s）；
        △t——起动或制动时间（s）；
         J——回转部件的转动惯量（kg•m2）。
    起动加速时                                  （11）
    稳定运行时                                      （12）
    减速制动时                                  （13）  
    计算液压马达载荷转矩T时还要考虑液压马达的机械效率ηm（ηm=0.9～0.99）。
                     （14）
    根据液压缸或液压马达各阶段的载荷，绘制出执行元件的载荷循环图，以便进一步选择系统工作压力和确定其他有关参数。
    2.2 初选系统工作压力
    压力的选择要根据载荷大小和设备类型而定。还要考虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况等的限制。在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看出不经济；反之，压力选得太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封、制造精度也要求很高，必然要提高设备成本。一般来说，对于固定的尺寸不太受限的设备，压力可以选低一些，行走机械重载设备压力要选得高一些。具体选择可参考表2和表3。
    2.3 计算液压缸的主要结构尺寸和液压马达的排量
    （1）计算液压缸的主要结构尺寸
    液压缸有关设计参数见图2。图a为液压缸活塞杆工作在受压状态，图b活塞杆工作在受拉状态。
    活塞杆受压时
        （15）
    活塞杆受压时
        （16）
式中                ——无杆腔活塞有效作用面积（m2）；

                 ——有杆腔活塞有效作用面积（m2）；
       p1——液压缸工作腔压力（Pa）；
      p2——液压缸回油腔压力（Pa），即背压力。其值根据回路的具体情况而定，初算时可参照表4取值。差动连接时要另行考虑；
      D——活塞直径（m）；
      d——活塞杆直径（m）。

图2 液压缸主要设计参数
表2 按载荷选择工作压力
载荷/kN        ＜5        5～10        10～20        20～30        30～50        ＞50
工作压力/MPa        ＜0.8～1        1.5～2        2.5～3        3～4        4～5        ≥5
表3 各种机械常用的系统工作压力
机械类型        机床        家业机械
小型工程机械
建筑机械
液压凿岩机        液压机
大中型挖掘机
重型机械
起重运输机械
        磨床        组合机床        龙门创床        拉床               
工作压力/MPa        0.8～2        3～5        2～8        8～10        10～18        20～32




表4 执行元件背压力
系统类型        背压力/MPa
简单系统或轻载节流调速系统        0.2～0.5
回油路带调速阀的系统        0.4～0.6
回油路设置有背压阀的系统        0.5～1.5
用补油泵的闭式回路        0.8～1.5
回油路较复杂的工程机械        1.2～3
回油路较短，且直接回油箱        可忽略不计
    一般，液压缸在受压状态下工作，其活塞面积为
               （17）
    运用式（17）须事先确定A1与A2的关系，或是活塞杆径d与活塞直径D的关系，令杆径比φ=d/D，其比值可按表5和表6选取。
      （18）
    采用差动连接时，υ1/υ2=（D2-d2）/d2。如果求往返速度相同时，应取d=0.71D。
    对行程与活塞杆直径比l/d＞10的受压柱塞或活塞杆，还要做压杆稳定性验算。
    当工作速度很低时，还须按最低速度要求验算液压缸尺寸
    式中 A——液压缸有效工作面积（m2）；
      Qmin——系统最小稳定流量（m3/s），在节流调速中取决于回路中所设调速阀或节流阀的最小稳定流量。容积调速中决定于变量泵的最小稳定流量。
     υmin——运动机构要求的最小工作速度（m/s）。
    如果液压缸的有效工作面积A不能满足最低稳定速度的要求，则应按最低稳定速度确定液压缸的结构尺寸。
    另外，如果执行元件安装尺寸受到限制，液压缸的缸径及活塞杆的直径须事先确定时，可按载荷的要求和液压缸的结构尺寸来确定系统的工作压力。
    液压缸直径D和活塞杆直径d的计算值要按国标规定的液压缸的有关标准进行圆整。如与标准液压缸参数相近，最好选用国产标准液压缸，免于自行设计加工。常用液压缸内径及活塞杆直径见表7和表8。
表5 按工作压力选取d/D
工作压力/MPa        ≤5.0        5.0～7.0        ≥7.0
d/D        0.5～0.55        0.62～0.70        0.7
表6 按速比要求确定d/D
υ2/υ1        1.15        1.25        1.33        1.46        1.61        2
d/D        0.3        0.4        0.5        0.55        0.62        0.71
注：υ1—无杆腔进油时活塞运动速度；
    υ2—有杆腔进油时活塞运动速度。
表7 常用液压缸内径D（mm）
40        50        63        80        90        100        110
125        140        160        180        200        220        250
表8 活塞杆直径d（mm）
速比        缸径
        40        50        63        80        90        100        110
1.46        22        28        35        45        50        55        63
3                          45        50        60        70        80
速比        缸径
        125        140        160        180        200        220        250
1.46        70        80        90        100        110        125        140
2        90        100        110        125        140                  
    （2）计算液压马达的排量
    液压马达的排量为
    式中 T——液压马达的载荷转矩（N•m）；
    △p=p1-p2——液压马达的进出口压差（Pa）。
    液压马达的排量也应满足最低转速要求
    式中Qmin——通过液压马达的最小流量；
        nmin——液压马达工作时的最低转速。
    2.4 计算液压缸或液压马达所需流量
    （1）液压缸工作时所需流量
Q=Aυ                       （19）
    式中  A——液压缸有效作用面积（m2）；
         υ——活塞与缸体的相对速度（m/s）。
    （2）液压马达的流量
Q=qnm                       （20）
    式中 q——液压马达排量（m3/r）；
        nm——液压马达的转速（r/s）。
    2.5 绘制液压系统工况图
    工况图包括压力循环图、流量循环图和功率循环图。它们是调整系统参数、选择液压泵、阀等元件的依据。
    1）压力循环图——（p-t）图 通过最后确定的液压执行元件的结构尺寸，再根据实际载荷的大小，倒求出液压执行元件在其动作循环各阶段的工作压力，然后把它们绘制成（p-t）图。
    2）流量循环图——（Q-t）图 根据已确定的液压缸有效工作面积或液压马达的排量，结合其运动速度算出它在工作循环中每一阶段的实际流量，把它绘制成（Q-t）图。若系统中有多个液压执行元件同时工作，要把各自的流量图叠加起来绘出总的流量循环图。
3）功率循环图——（P-t）图 绘出压力循环图和总流量循环图后，根据P=pQ，即可绘出系统的功率循环图。

油箱的设计要点
    油箱
    油箱在液压系统中除了储油外，还起着散热、分离油液中的气泡、沉淀杂质等作用。油箱中安装有很多辅件，如冷却器、加热器、空气过滤器及液位计等。
    油箱可分为开式油箱和闭式油箱二种。开式油箱，箱中液面与大气相通，在油箱盖上装有空气过滤器。开式油箱结构简单，安装维护方便，液压系统普遍采用这种形式。闭式油箱一般用于压力油箱，内充一定压力的惰性气体，充气压力可达0.05MPa。如果按油箱的形状来分，还可分为矩形油箱和圆罐形油箱。矩形油箱制造容易，箱上易于安放液压器件，所以被广泛采用；圆罐形油箱强度高，重量轻，易于清扫，但制造较难，占地空间较大，在大型冶金设备中经常采用。
    2.1 油箱的设计要点
    图10为油箱简图。设计油箱时应考虑如下几点。
    1）油箱必须有足够大的容积。一方面尽可能地满足散热的要求，另一方面在液压系统停止工作时应能容纳系统中的所有工作介质；而工作时又能保持适当的液位。
    2）吸油管及回油管应插入最低液面以下，以防止吸空和回油飞溅产生气泡。管口与箱底、箱壁距离一般不小于管径的3倍。吸油管可安装100μm左右的网式或线隙式过滤器，安装位置要便于装卸和清洗过滤器。回油管口要斜切45°角并面向箱壁，以防止回油冲击油箱底部的沉积物，同时也有利于散热。
    3）吸油管和回油管之间的距离要尽可能地远些，之间应设置隔板，以加大液流循环的途径，这样能提高散热、分离空气及沉淀杂质的效果。隔板高度为液面高度的2/3～3/4。
图10 油箱
1—液位计；2—吸油管；3—空气过滤器；4—回油管；5—侧板；6—入孔盖；7—放油塞；8—地脚；9—隔板；10—底板；11—吸油过滤器；12—盖板；
    4）为了保持油液清洁，油箱应有周边密封的盖板，盖板上装有空气过滤器，注油及通气一般都由一个空气过滤器来完成。为便于放油和清理，箱底要有一定的斜度，并在最低处设置放油阀。对于不易开盖的油箱，要设置清洗孔，以便于油箱内部的清理。
    5）油箱底部应距地面150mm以上，以便于搬运、放油和散热。在油箱的适当位置要设吊耳，以便吊运，还要设置液位计，以监视液位。
    6）对油箱内表面的防腐处理要给予充分的注意。常用的方法有：
    ① 酸洗后磷化。适用于所有介质，但受酸洗磷化槽限制，油箱不能太大。
    ② 喷丸后直接涂防锈油。适用于一般矿物油和合成液压油，不适合含水液压液。因不受处理条件限制，大型油箱较多采用此方法。
    ③ 喷砂后热喷涂氧化铝。适用于除水-乙二醇外的所有介质。
    ④ 喷砂后进行喷塑。适用于所有介质。但受烘干设备限制，油箱不能过大。
    考虑油箱内表面的防腐处理时，不但要顾及与介质的相容性，还要考虑处理后的可加工性、制造到投入使用之间的时间间隔以及经济性，条件允许时采用不锈钢制油箱无疑是最理想的选择。
油箱的容量计算
    油箱容量的计算
    液压泵站的油箱公称容量系列（JB/T7938-1995），见表1。
表1 油箱容量JB/T7938-1995（L）
4        6.3        10        25        40        63        100        160
250        315        400        500        630        800        1000        1250
1600        2000        3150        4000        5000        6300                  
    油箱容量与系统的流量有关，一般容量可取最大流量的3～5倍。另外，油箱容量大小可从散热角度去设计。计算出系统发热量与散热量，再考虑冷却器散热后，从热平衡角度计算出油箱容量。不设冷却器、自然环境冷却时计算油箱容量的方法如下。
    1）系统发热量计算 在液压系统中，凡系统中的损失都变成热能散发出来。每一个周期中，每一个工况其效率不同，因此损失也不同。一个周期发热的功率计算公式为
式中 H——一个周期的平均发热功率（W）；
     T——一个周期时间（s）；
     Ni——第i个工况的输入功率（W）；
    ηi——第i个工况的效率；
     ti——第i个工况持续时间（s）。
    2）散热量计算 当忽略系统中其他地方的散热，只考虑油箱散热时，显然系统的总发热功率H全部由油箱散热来考虑。这时油箱散热面积A的计算公式为
式中 A——油箱的散热面积（m2）；
     H——油箱需要散热的热功率（W）；
   △t——油温（一般以55℃考虑）与周围环境温度的温差（℃）；
     K——散热系数。与油箱周围通风条件的好坏而不同，通风很差时K=8～9；良好时X=15～17.5；风扇强行冷却时K=20～23；强迫水冷时K=110～175。
    3）油箱容量的计算 设油箱长、宽、高比值为α：b：c，则边长分别为αl、bl、cl、时（见图11），l的计算公式为
式中  A——散热面积（m2）。
图11 油箱容量计算图

在车加工中,经常遇到打颤现象,就遇到的问题,来分析有以下原因.
一, 刀杆悬伸过长.就机夹刀杆来说,一般为L=(3-4)D   L为悬长. D为刀杆直径,如果孔很深,直径又小.有必要用合金刀杆,及调整工艺参数.
二, 主轴轴承间隙过大.而使主轴径向跳动过大.产生打颤.
三, 工装问题, ,动平衡及静平衡,调整平衡块,即配重， 高速旋转的工装须做动平横.
四, 吃刀量问题,吃刀量与工件材质有关.与刀具材质有关,与刀尖角有关,所以在车加工中须分清材质而分配吃刀量,粗加工,吃大一些,精加工,吃小一些.原则如下: T大于YR即吃刀量须大于刀尖角,这样修光刃才会发挥作用,起到修光作用.也就是我们长说的压住刀的说法.现在我们车间用的一般为R1.2 R0.8 R0.4 .R1.2 R0.8一般为粗加工,R0.4(涂层刀片一般不设R0.20)一般为精加工,在加工中,一般粗加工不打颤.而精加工打颤,这说明普遍存在精加工吃刀量小的情况,所以在编程序时,最后一刀须大于刀尖角.即0.4以上.
五, 转速过大,使径向跳动加大.离心力加大.都加大打颤的机率.
六, 刀架松动,也可能造成打颤.
七, 刀具中心高问题, (即刀具刀尖高与工件回转中心)。刀具中心高过高,会造成打颤.过低会造成扎刀,在生产中,经常遇到刀具崩碎的问题,一般原因是刀具中心高过低造成.所以在连续切削中，中心高应±0。1MM左右，在外圆不连续切削中，中心高应+0。3—2MM左右。这样才耐冲击。
八， 后角过小也会打引起打颤。
针对以上问题，采取以下对策：
一  减小悬伸，及尽可能的用粗刀杆
二  减小主轴斜推力轴承间隙







三  工装平衡要好。
四  加大吃刀量，特别是精加工的吃刀量
五  降低转速。在不打颤时，尽量加大转速，在打颤时，尽量降低转速
六  改善刀架，使之牢固
七  合理刀具中心高。±0。1MM
八  加大后角。尽量使大前角和大负前角。加大主偏角和副偏角
对于以上对策，应具体问题具体对待。分别开来，对症下药。希望起到抛砖引玉的作用。应培养学会动脑筋，善于观察的能力。

第九章 液压传动系统设计与计算
液压系统设计的步骤大致如下：
1.明确设计要求，进行工况分析。
2.初定液压系统的主要参数。
3.拟定液压系统原理图。
4.计算和选择液压元件。
5.估算液压系统性能。
6.绘制工作图和编写技术文件。
根据液压系统的具体内容，上述设计步骤可能会有所不同，下面对各步骤的具体内容进行介绍。
第一节  明确设计要求进行工况分析
在设计液压系统时，首先应明确以下问题，并将其作为设计依据。
1.主机的用途、工艺过程、总体布局以及对液压传动装置的位置和空间尺寸的要求。
2.主机对液压系统的性能要求，如自动化程度、调速范围、运动平稳性、换向定位精度以及对系统的效率、温升等的要求。
3.液压系统的工作环境，如温度、湿度、振动冲击以及是否有腐蚀性和易燃物质存在等情况。

图9-1位移循环图

在上述工作的基础上，应对主机进行工况分析，工况分析包括运动分析和动力分析，对复杂的系统还需编制负载和动作循环图，由此了解液压缸或液压马达的负载和速度随时间变化的规律，以下对工况分析的内容作具体介绍。
一、运动分析
主机的执行元件按工艺要求的运动情况，可以用位移循环图(L—t)，速度循环图(v—t)，或速度与位移循环图表示，由此对运动规律进行分析。
1.位移循环图L—t
图9-1为液压机的液压缸位移循环图，纵坐标L表示活塞位移，横坐标t表示从活塞启动到返回原位的时间，曲线斜率表示活塞移动速度。该图清楚地表明液压机的工作循环分别由快速下行、减速下行、压制、保压、泄压慢回和快速回程六个阶段组成。
2.速度循环图v—t(或v—L)
工程中液压缸的运动特点可归纳为三种类型。图9-2为三种类型液压缸的v—t图，第一种如图9-2中实线所示，液压缸开始作匀加速运动，然后匀速运动，

图9-2 速度循环图

最后匀减速运动到终点；第二种，液压缸在总行程的前一半作匀加速运动，在另一半作匀减速运动，且加速度的数值相等；第三种，液压缸在总行程的一大半以上以较小的加速度作匀加速运动，然后匀减速至行程终点。v—t图的三条速度曲线，不仅清楚地表明了三种类型液压缸的运动规律，也间接地表明了三种工况的动力特性。
二、动力分析
动力分析，是研究机器在工作过程中，其执行机构的受力情况，对液压系统而言，就是研究液压缸或液压马达的负载情况。
1.液压缸的负载及负载循环图
(1)液压缸的负载力计算。工作机构作直线往复运动时，液压缸必须克服的负载由六部分组成：
F=Fc+Ff+Fi+FG+Fm+Fb                           (9-1)
式中：Fc为切削阻力；Ff为摩擦阻力；Fi为惯性阻力；FG为重力；Fm为密封阻力；Fb为排油阻力。

  图9-3导轨形式

①切削阻力Fc：为液压缸运动方向的工作阻力，对于机床来说就是沿工作部件运动方向的切削力，此作用力的方向如果与执行元件运动方向相反为正值，两者同向为负值。该作用力可能是恒定的，也可能是变化的，其值要根据具体情况计算或由实验测定。                                                
②摩擦阻力Ff：
为液压缸带动的运动部件所受的摩擦阻力，它与导轨的形状、放置情况和运动状态有关，其
计算方法可查有关的设计手册。图9-3为最常见的两种导轨形式，其摩擦阻力的值为：
平导轨：         Ff=f∑Fn                        (9-2)
V形导轨：       Ff=f∑Fn/[sin(α/2)]            (9-3)
式中：f为摩擦因数，参阅表9-1选取；∑Fn为作用在导轨上总的正压力或沿V形导轨横截面中心线方向的总作用力；α为V形角，一般为90°。
              
③惯性阻力Fi。惯性阻力Fi为运动部件在启动和制动过程中的惯性力，可按下式计算：                  
                           (9-4)

表9-1          摩擦因数f
导轨类型        导轨材料        运动状态        摩擦因数(f)
滑动导轨        铸铁对铸铁        启动时
低速(v＜0.16m/s) 高速(v＞0.16m/s)        0.15～0.20 0.1～0.12 0.05～0.08
滚动导轨        铸铁对滚柱(珠)   淬火钢导轨对滚柱(珠)                 0.005～0.020.003～0.006

静压导轨        铸铁                 0.005
式中：m为运动部件的质量(kg)；a为运动部件的加速度(m/s2)；G为运动部件的重量(N)；g为重力加速度，g=9.81 (m/s2)；Δv为速度变化值(m/s)；
Δt为启动或制动时间(s)，一般机床Δt＝0.1～0.5s，运动部件重量大的取大值。
④重力FG：垂直放置和倾斜放置的移动部件，其本身的重量也成为一种负载，当上移时，负载为正值，下移时为负值。
⑤密封阻力Fm：密封阻力指装有密封装置的零件在相对移动时的摩擦力，其值与密封装置的类型、液压缸的制造质量和油液的工作压力有关。在初 算 时，可按缸的机械效率(ηm=0.9)考虑；验算时，按密封装置摩擦力的计算公式计算。
⑥排油阻力Fb：排油阻力为液压缸回油路上的阻力，该值与调速方案、系统所要求的稳定性、执行元件等因素有关，在系统方案未确定时无法计算，可放在液压缸的设计计算中考虑。
(2)液压缸运动循环各阶段的总负载力。液压缸运动循环各阶段的总负载力计算，一般包括启动加速、快进、工进、快退、减速制动等几个阶段，每个阶段的总负载力是有区别的。  ①启动加速阶段：这时液压缸或活塞处于由静止到启动并加速到一定速度，其总负载力包括导轨的摩擦力、密封装置的摩擦力(按缸的机械效率ηm=0.9计算)、重力和惯性力等项，即：
F=Ff+Fi±FG+Fm+Fb                                    (9-5)
②快速阶段：        F=Ff±FG+Fm+Fb                                    (9-6)
③工进阶段：      F=Ff+Fc±FG+Fm+Fb                                    (9-7)
④减速：           F=Ff±FG-Fi+Fm+Fb                                  (9-8)
对简单液压系统，上述计算过程可简化。例如采用单定量泵供油，只需计算工进阶段的总负载力，若简单系统采用限压式变量泵或双联泵供油，则只需计算快速阶段和工进阶段的总负载力。
(3)液压缸的负载循环图。
对较为复杂的液压系统，为了更清楚的了解该系统内各液压缸(或液压马达)的速度和负载的

变化规律，应根据各阶段的总负载力和它所经历的工作时间t或位移L按相同的坐标绘制液压缸的负载时间(F—t)或负载位移(F—L)图，然后将各液压缸在同一时间t(或位移)的负载力叠加。

图9-4负载循环图

图9-4为一部机器的F—t图，其中：0～t1为启动过程；t1～t2为加速过程；t2～t3为恒速过程； t3～t4为制动过程。它清楚地表明了液压缸在动作循环内负载的规律。图中最大负载是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构尺寸的依据。
2.液压马达的负载
工作机构作旋转运动时，液压马达必须克服的外负载为：M=Me+Mf+Mi           (9-9)
(1)工作负载力矩Me。工作负载力矩可能是定值，也可能随时间变化，应根据机器工作条件进行具体分析。
(2)摩擦力矩Mf。为旋转部件轴颈处的摩擦力矩，其计算公式为：
Mf=GfR(N•m)                                 (9-10)
式中：G为旋转部件的重量(N)；f为摩擦因数，启动时为静摩擦因数，启动后为动摩擦因数；R为轴颈半径(m)。
(3)惯性力矩Mi。为旋转部件加速或减速时产生的惯性力矩，其计算公式为：
Mi=Jε=J (N•m)                                  (9-11)
式中：ε为角加速度(r/s2)；Δω为角速度的变化(r/s)；Δt为加速或减速时间(s)；J为旋转部件的转动惯量(kg•m2)，J=1GD2/4g。
式中：GD2为回转部件的飞轮效应(Nm2)。
各种回转体的GD2可查《机械设计手册》。
根据式(9-9)，分别算出液压马达在一个工作循环内各阶段的负载大小，便可绘制液压马达的负载循环图。
第二节  确定液压系统主要参数
一、液压缸的设计计算
1.初定液压缸工作压力  液压缸工作压力主要根据运动循环各阶段中的最大总负载力来确定，此外，还需要考虑以下因素：
(1)各类设备的不同特点和使用场合。
(2)考虑经济和重量因素，压力选得低，则元件尺寸大，重量重；压力选得高一些，则元件尺寸小，重量轻，但对元件的制造精度，密封性能要求高。
所以，液压缸的工作压力的选择有两种方式：一是根据机械类型选；二是根据切削负载选。
如表9-2、表9-3所示。
表9-2                   按负载选执行文件的工作压力
负载/N        ＜5000        500～10000        10000～20000        20000～30000        30000～50000        ＞50000
工作压力/MPa        ≤0.8～1        1.5～2        2.5～3        3～4        4～5        ＞5
表9-3                 按机械类型选执行文件的工作压力
机械类型        机      床        农业机械        工程机械
        磨床        组合机床        龙门刨床        拉床               
工作压力/MPa        a≤2        3～5        ≤8        8～10        10～16        20～32
2.液压缸主要尺寸的计算
缸的有效面积和活塞杆直径，可根据缸受力的平衡关系具体计算，详见第四章第二节。
3.液压缸的流量计算
液压缸的最大流量：          qmax=A•vmax (m3/s)                           (9-12)
式中：A为液压缸的有效面积A1或A2(m2)；vmax为液压缸的最大速度(m/s)。
液压缸的最小流量：          qmin=A•vmin(m3/s)                            (9-13)
式中：vmin为液压缸的最小速度。
液压缸的最小流量qmin，应等于或大于流量阀或变量泵的最小稳定流量。若不满足此要求时，则需重新选定液压缸的工作压力，使工作压力低一些，缸的有效工作面积大一些，所需最小流量qmin也大一些，以满足上述要求。
流量阀和变量泵的最小稳定流量，可从产品样本中查到。
二、液压马达的设计计算
1.计算液压马达排量    液压马达排量根据下式决定：
vm=6.28T/Δpmηmin(m3/r)                           (9-14)
式中：T为液压马达的负载力矩(N•m)；Δpm为液压马达进出口压力差(N/m3)；ηmin为液压马达的机械效率，一般齿轮和柱塞马达取0.9～0.95，叶片马达取0.8～0.9。
2.计算液压马达所需流量液压马达的最大流量：
qmax=vm•nmax(m3/s)
式中：vm为液压马达排量(m3/r)；nmax为液压马达的最高转速(r/s)。
第三节  液压元件的选择
一、液压泵的确定与所需功率的计算
1.液压泵的确定
(1)确定液压泵的最大工作压力。液压泵所需工作压力的确定，主要根据液压缸在工作循环各阶段所需最大压力p1，再加上油泵的出油口到缸进油口处总的压力损失ΣΔp，即
pB=p1+ΣΔp                                   (9-15)
ΣΔp包括油液流经流量阀和其他元件的局部压力损失、管路沿程损失等，在系统管路未设计之前，可根据同类系统经验估计，一般管路简单的节流阀调速系统ΣΔp为(2～5)×105Pa，用调速阀及管路复杂的系统ΣΔp为(5～15)×105Pa，ΣΔp也可只考虑流经各控制阀的压力损失，而将管路系统的沿程损失忽略不计，各阀的额定压力损失可从液压元件手册或产品样本中查找，也可参照表9-4选取。
表9-4              常用中、低压各类阀的压力损失(Δpn)
阀名        Δpn(×105Pa)        阀名        Δpn(×105Pa)        阀名        Δpn(×105Pa)        阀名        Δpn(×105Pa)
单向阀        0.3～0.5        背压阀        3～8        行程阀        1.5～2        转阀        1.5～2
换向阀        1.5～3        节流阀        2～3        顺序阀        1.5～3        调速阀        3～5
(2)确定液压泵的流量qB。泵的流量qB根据执行元件动作循环所需最大流量qmax和系统的泄漏确定。
①多液压缸同时动作时，液压泵的流量要大于同时动作的几个液压缸(或马达)所需的最大流量，并应考虑系统的泄漏和液压泵磨损后容积效率的下降，即
qB≥K(Σq)max(m3/s)                               (9-16)
式中：K为系统泄漏系数，一般取1.1～1.3，大流量取小值，小流量取大值；(Σq)max为同时动作的液压缸(或马达)的最大总流量(m3/s)。
②采用差动液压缸回路时，液压泵所需流量为：
qB≥K(A1-A2)vmax(m3/s)                        (9-17)
式中：A 1，A 2为分别为液压缸无杆腔与有杆腔的有效面积(m2)；vmax为活塞的最大移动速度(m/s)。
③当系统使用蓄能器时，液压泵流量按系统在一个循环周期中的平均流量选取，即
qB= ViK/Ti                                   (9-18)
式中：Vi为液压缸在工作周期中的总耗油量(m3)；Ti为机器的工作周期(s)；Z为液压缸的个数。
(3)选择液压泵的规格：根据上面所计算的最大压力pB和流量qB，查液压元件产品样本，选择与PB和qB相当的液压泵的规格型号。
上面所计算的最大压力pB是系统静态压力，系统工作过程中存在着过渡过程的动态压力，而动态压力往往比静态压力高得多，所以泵的额定压力pB应比系统最高压力大25%～60%，使液压泵有一定的压力储备。若系统属于高压范围，压力储备取小值；若系统属于中低压范围，压力储备取大值。
(4)确定驱动液压泵的功率。
①当液压泵的压力和流量比较衡定时，所需功率为：
p=pBqB/103ηB (kW)                       (9-19)
式中：pB为液压泵的最大工作压力(N/m2)；qB为液压泵的流量(m3/s)；ηB为液压泵的总效率，各种形式液压泵的总效率可参考表9-5估取，液压泵规格大，取大值，反之取小值，定量泵取大值，变量泵取小值。
表9-5     液压泵的总效率
液压泵类型        齿轮泵        螺杆泵        叶片泵        柱塞泵
总效率        0.6～0.7        0.65～0.80        0.60～0.75        0.80～0.85

②在工作循环中，泵的压力和流量有显著变化时，可分别计算出工作循环中各个阶段所需的驱动功率，然后求其平均值，即
p=                  (9-20)
式中：t1，t2，…，tn为一个工作循环中各阶段所需的时间(s)；P1，P2，…，Pn为一个工作循环中各阶段所需的功率(kW)。
按上述功率和泵的转速，可以从产品样本中选取标准电动机，再进行验算，使电动机发出最大功率时，其超载量在允许范围内。
二、阀类元件的选择
1.选择依据
选择依据为：额定压力，最大流量，动作方式，安装固定方式，压力损失数值，工作性能参数和工作寿命等。
2.选择阀类元件应注意的问题
(1)应尽量选用标准定型产品，除非不得已时才自行设计专用件。
(2)阀类元件的规格主要根据流经该阀油液的最大压力和最大流量选取。选择溢流阀时，应按液压泵的最大流量选取；选择节流阀和调速阀时，应考虑其最小稳定流量满足机器低速性能的要求。
(3)一般选择控制阀的额定流量应比系统管路实际通过的流量大一些，必要时，允许通过阀的最大流量超过其额定流量的20%。
三、蓄能器的选择
1.蓄能器用于补充液压泵供油不足时，其有效容积为：
V=ΣAiLiK-qBt(m3)                            (9-21)
式中：A为液压缸有效面积(m2)；L为液压缸行程(m)；K为液压缸损失系数，估算时可取Ｋ＝1.2；qB为液压泵供油流量(m3/s)；t为动作时间(s)。
2.蓄能器作应急能源时，其有效容积为：
V=ΣAiLiK(m3)                                 (9-22)
当蓄能器用于吸收脉动缓和液压冲击时，应将其作为系统中的一个环节与其关联部分一起综合考虑其有效容积。
根据求出的有效容积并考虑其他要求，即可选择蓄能器的形式。
四、管道的选择
1.油管类型的选择
液压系统中使用的油管分硬管和软管，选择的油管应有足够的通流截面和承压能力，同时，应尽量缩短管路，避免急转弯和截面突变。
(1)钢管：中高压系统选用无缝钢管，低压系统选用焊接钢管，钢管价格低，性能好，使用广泛。
(2)铜管：紫铜管工作压力在6.5～10MPa以下，易变曲，便于装配；黄铜管承受压力较高，达25MPa，不如紫铜管易弯曲。铜管价格高，抗震能力弱，易使油液氧化，应尽量少用，只用于液压装置配接不方便的部位。
(3)软管：用于两个相对运动件之间的连接。高压橡胶软管中夹有钢丝编织物；低压橡胶软管中夹有棉线或麻线编织物；尼龙管是乳白色半透明管，承压能力为2.5～8MPa，多用于低压管道。因软管弹性变形大，容易引起运动部件爬行，所以软管不宜装在液压缸和调速阀之间。
2.油管尺寸的确定
(1)油管内径d按下式计算：
d=                          (9-23)
式中：q为通过油管的最大流量(m3/s)；v为管道内允许的流速(m/s)。一般吸油管取0.5～5(m/s)；压力油管取2.5～5(m/s)；回油管取1.5～2(m/s)。
(2)油管壁厚δ按下式计算：
δ≥p•d/2〔σ〕                           (9-24)
式中：p为管内最大工作压力；〔σ〕为油管材料的许用压力，〔σ〕=σb/n；σb为材料的抗拉强度；n为安全系数，钢管p＜7MPa时，取n=8；p＜17.5MPa时，取n=6；p＞17.5MPa时，取n=4。
根据计算出的油管内径和壁厚，查手册选取标准规格油管。
五、油箱的设计
油箱的作用是储油，散发油的热量，沉淀油中杂质，逸出油中的气体。其形式有开式和闭式两种：开式油箱油液液面与大气相通；闭式油箱油液液面与大气隔绝。开式油箱应用较多。
1.油箱设计要点
(1)油箱应有足够的容积以满足散热，同时其容积应保证系统中油液全部流回油箱时不渗出，油液液面不应超过油箱高度的80%。
(2)吸箱管和回油管的间距应尽量大。
(3)油箱底部应有适当斜度，泄油口置于最低处，以便排油。
(4)注油器上应装滤网。
(5)油箱的箱壁应涂耐油防锈涂料。
2.油箱容量计算油箱的有效容量V可近似用液压泵单位时间内排出油液的体积确定。
V=KΣq                                             (9-25)
式中：K为系数，低压系统取2～4，中、高压系统取5～7；Σq为同一油箱供油的各液压泵流量总和。
六、滤油器的选择
选择滤油器的依据有以下几点：
(1)承载能力：按系统管路工作压力确定。
(2)过滤精度：按被保护元件的精度要求确定，选择时可参阅表9-6。
(3)通流能力：按通过最大流量确定。
(4)阻力压降：应满足过滤材料强度与系数要求。
表9-6        滤油器过滤精度的选择
系统        过滤精度(μm)        元件        过滤精度(μm)
低压系统        100～150        滑阀        1/3最小间隙
70×105Pa系统        50        节流孔        1/7孔径(孔径小于1.8mm)
100×105Pa系统        25        流量控制阀        2.5～30
140×105Pa系统        10～15        安全阀溢流阀        15～25
电液伺服系统        5                  
高精度伺服系统        2.5                  

第四节    液压系统性能的验算
为了判断液压系统的设计质量，需要对系统的压力损失、发热温升、效率和系统的动态特性等进行验算。由于液压系统的验算较复杂，只能采用一些简化公式近似地验算某些性能指标，如果设计中有经过生产实践考验的同类型系统供参考或有较可靠的实验结果可以采用时，可以不进行验算。
一、管路系统压力损失的验算
当液压元件规格型号和管道尺寸确定之后，就可以较准确的计算系统的压力损失，压力损失包括：油液流经管道的沿程压力损失ΔpL、局部压力损失Δpc和流经阀类元件的压力损失ΔpV，即：
                       Δp=ΔpL+Δpc+ΔpV                             (9-26)
计算沿程压力损失时，如果管中为层流流动，可按下经验公式计算：
                       ΔpL= 4.3V•q•L×106/d4(Pa)                     (9-27)
式中：q为通过管道的流量(m3/s)；L为管道长度(m)；d为管道内径(mm)；υ为油液的运动粘度(m2)。
局部压力损失可按下式估算：
                          Δpc=(0.05～0.15)ΔpL                    (9-28)
阀类元件的ΔpV值可按下式近似计算：
                         ΔpV=Δpn（qV/qVn）2(Pa)                    (9-29)
式中：qVn为阀的额定流量(m3/s)；qV为通过阀的实际流量(m3/s)；Δpn为阀的额定压力损失(Pa)。
计算系统压力损失的目的，是为了正确确定系统的调整压力和分析系统设计的好坏。
系统的调整压力：p0≥p1+Δp                                           (9-30)
式中：p0为液压泵的工作压力或支路的调整压力；p1为执行件的工作压力。
如果计算出来的Δp比在初选系统工作压力时粗略选定的压力损失大得多，应该重新调
整有关元件、辅件的规格，重新确定管道尺寸。
二、系统发热温升的验算
系统发热来源于系统内部的能量损失，如液压泵和执行元件的功率损失、溢流阀的溢流损失、液压阀及管道的压力损失等。这些能量损失转换为热能，使油液温度升高。油液的温升使粘度下降，泄漏增加，同时，使油分子裂化或聚合，产生树脂状物质，堵塞液压元件小孔，影响系统正常工作，因此必须使系统中油温保持在允许范围内。一般机床液压系统正常工作油温为30～50℃；矿山机械正常工作油温50～70℃；最高允许油温为70～90℃。
1.系统发热功率P的计算
P＝PB(1-η)    (W)                     (9-31)
式中：PB为液压泵的输入功率(W)；η为液压泵的总效率。
若一个工作循环中有几个工序，则可根据各个工序的发热量，求出系统单位时间的平均发热量：
P= （w）                (9-32)
式中：T为工作循环周期(s)；ti为第i个工序的工作时间(s)；Pi为循环中第i个工序的输入功率(W)。
2.系统的散热和温升系统的散热量可按下式计算：
P′=   (W)                          (9-33)
式中：Kj为散热系数(W/m2℃)，当周围通风很差时，K≈8～9；周围通风良好时，K≈15；用风扇冷却时，K≈23；用循环水强制冷却时的冷却器表面K≈110～175；Aj为散热面积(m2)，当油箱长、宽、高比例为1∶1∶1或1∶2∶3，油面高度为油箱高度的80%时，油箱散热面积近似看成A＝0.065 (m2)，式中V为油箱体积(L)；
Δt为液压系统的温升(℃)，即液压系统比周围环境温度的升高值；
j为散热面积的次序号。
当液压系统工作一段时间后，达到热平衡状态，则：
P＝P′
所以液压系统的温升为：
                  Δt= (℃)                      (9-34)
计算所得的温升Δt，加上环境温度，不应超过油液的最高允许温度。
当系统允许的温升确定后，也能利用上述公式来计算油箱的容量。
三、系统效率验算
液压系统的效率是由液压泵、执行元件和液压回路效率来确定的。
液压回路效率ηc一般可用下式计算：
ηc=                          (9-35)
式中：p1，q1；p2，q2；……为每个执行元件的工作压力和流量；pB1，qB1；pB2，qB2为每个液压泵的供油压力和流量。
液压系统总效率：η＝ηBηCηm                                     (9-36)
式中：ηB为液压泵总效率；ηm为执行元件总效率；ηC为回路效率。
第五节   绘制正式工作图和编写技术文件
经过对液压系统性能的验算和必要的修改之后，便可绘制正式工作图，它包括绘制液压系统原理图、系统管路装配图和各种非标准元件设计图。
正式液压系统原理图上要标明各液压元件的型号规格。对于自动化程度较高的机床，还应包
括运动部件的运动循环图和电磁铁、压力继电器的工作状态。
管道装配图是正式施工图，各种液压部件和元件在机器中的位置、固定方式、尺寸等应表示清楚。
自行设计的非标准件，应绘出装配图和零件图。
编写的技术文件包括设计计算书，使用维护说明书，专用件、通用件、标准件、外购件明细表，以及试验大纲等。
第六节     液压系统设计计算举例
某厂汽缸加工自动线上要求设计一台卧式单面多轴钻孔组合机床，机床有主轴16根，钻14个φ13.9mm的孔，2个φ8.5mm的孔，要求的工作循环是：快速接近工件，然后以工
作速度钻孔，加工完毕后快速退回原始位置，最后自动停止；工件材料：铸铁，硬度HB为240；假设运动部件重G＝9800N；快进快退速度v1＝0.1m/s；动力滑台采用平导轨，静、动摩擦因数μs=0.2，μd=0.1；往复运动的加速、减速时间为0.2s；快进行程L1=100mm；工进行程L2=50mm。试设计计算其液压系统。
一、作F—t与v—t图
1.计算切削阻力钻铸铁孔时，其轴向切削阻力可用以下公式计算：
Fc=25.5DS0.8硬度0.6                        (N)
式中：D为钻头直径(mm)；S为每转进给量(mm/r)。
选择切削用量：钻φ13.9mm孔时，主轴转速n1＝360r/min，每转进给量S1=0.147mm/r；钻8.5mm孔时，主轴转速n2＝550r/min，每转进给量S2=0.096mm/r。则
Fc=14×25.5D1S0.81硬度0.6+2×25.5D2S0.82硬度0.6=
14×25.5×13.9×0.1470.8×2400.6+2×25.5×8.5×0.0960.8×2400.6=30500(N)
2.计算摩擦阻力
静摩擦阻力：Fs=fsG=0.2×9800=1960N
动摩擦阻力：Fd=fdG=0.1×9800=980N
3.计算惯性阻力

4.计算工进速度
工进速度可按加工φ13.9的切削用量计算，即：
v2=n1S1=360/60×0.147=0.88mm/s=0.88×10-3m/s
5.根据以上分析计算各工况负载如表9-7所示。
表9-7                  液压缸负载的计算
工    况        计算公式        液压缸负载F/N        液压缸驱动力F0/N
启    动        F=faG        1960        2180
加    速        F=fdG+G/gΔv/Δt        1480        1650
快    进        F=fdG        980        1090
工    进        F=Fc+fdG        31480        35000
反向启动        F=fsG        1960        2180
加    速        F=fdG+G/gΔv/Δ        1480        1650
快    退        F=fdG        980        1090
制    动        F=fdG-G/gΔv/Δt        480        532
其中，取液压缸机械效率ηcm=0.9。
6.计算快进、工进时间和快退时间
快进：   t1=L1/v1=100×10-3/0.1=1s
工进：   t2=L2/v2=50×10-3/0.88×10-3=56.6s
快退：   t3=(L1+L2)/v1= (100+50)×10-3/0.1=1.5s
7.根据上述数据绘液压缸F—t与v—t图见图9-5。


图9-5  F—t与v—t图
二、确定液压系统参数
1.初选液压缸工作压力
由工况分析中可知，工进阶段的负载力最大，所以，液压缸的工作压力按此负载力计算，根据液压缸与负载的关系，选p1=40×105Pa。本机床为钻孔组合机床，为防止钻通时发生前冲现象，液压缸回油腔应有背压，设背压p2=6×105Pa，为使快进快退速度相等，选用A1=2A2差动油缸，假定快进、快退的回油压力损失为Δp=7×105Pa。
2.计算液压缸尺寸由式(p1A1-p2A2)ηcm=F得：

液压缸直径：D=

取标准直径：D＝110 mm
因为A1=2A2，所以d= ≈80mm
则液压缸有效面积：
A1=πD2/4=π×112/4=95cm2
A2=π/4 (D2-d2)=π/4 (112-82)=47cm2
3.计算液压缸在工作循环中各阶段的压力、流量和功率液压缸工作循环各阶段压力、流量和功率计算表。
表9-8     液压缸工作循环各阶段压力、流量和功率计算表
工况        计算公式        F0/n        P2/pa        P1/pa        Q/(10-3m3/s)        P/kw
快进        启动        P1=F0/A+p2        2180        P2=0        4.6*105        0.5         
        加速        Q=av1        1650        P2=7x105        10.5*105                 
        快进        P=10-3p1q        1090                 9x105                0.5

工进                 p1=F0/a1+p2/2
q=A1V1
p=10-3p1q        3500        P2=6x105        40x105        0.83x105        0.033


快退        反向启动        P1=F0/a1+2p2        2180        P2=0        4.6x105                  
        加速                 1650                 17.5x105                  
        快退        Q=A2V2        1090        P2=7*105        16.4x105        0.5        0.8
        制动        P=10-3p1q        532                 15.2x105                  

图9—6 液压缸工况图
4.绘制液压缸工况图见图9-6。
三、拟定液压系统图
1.选择液压回路
(1)调速方式；由工况图知，该液压系统功率小，工作负载变化小，可选用进油路节流调速，为防止钻通孔时的前冲现象，在回油路上加背压阀。
(2)液压泵形式的选择；从q—t图清楚的看出，系统工作循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段组成，最大流量与最小流量之比qmax/qmin=0.5/0.83×10-2≈60，其相应的时间之比t2/t1=56。根据该情况，选叶片泵较适宜，在本方案中，选用双联叶片泵。
(3)速度换接方式：因钻孔工序对位置精度及工作平稳性要求不高，可选用行程调速阀或电磁换向阀。
(4)快速回路与工进转快退控制方式的选择：为使快进快退速度相等，选用差动回路作快速回路。     
2.组成系统在所选定基本回路的基础上，再考虑其他一些有关因素组成图9-7所示液压系统图。
四、选择液压元件
1.选择液压泵和电动机
(1)确定液压泵的工作压力。前面已确定液压缸的最大工作压力为40×105Pa，选取进油管路压力损失Δp=8×105Pa，其调整压力一般比系统最大工作压力大5×105Pa，所以泵的工作压力pB＝(40＋8＋5)×105＝53×105Pa
这是高压小流量泵的工作压力。
由图9-7可知液压缸快退时的工作压力比快进时大，取其压力损失Δp′＝4×105Pa，则快退时泵的工作压力为：                     
pB=(16.4＋4)×105＝20.4×105Pa
这是低压大流量泵的工作压力。
(2)液压泵的流量。由图9-7可知，快进时的流量最大，其值为30L/min，最小流量在工进时，其值为0.51L/min，根据式9-20，取K＝1.2，
则：                      qB＝1.2×0.5×10-3=36L/min
由于溢流阀稳定工作时的最小溢流量为3L/min，故小泵流量取3.6L/min。
根据以上计算，选用YYB-AA36/6B型双联叶片泵。
(3)选择电动机：
由P-t图可知，最大功率出现在快退工况，其数值如下式计算：
P=
式中：ηB为泵的总效率，取0.7；q1＝36L/min＝0.6×10-3m3/s，为大泵流量；q2＝6L/min＝0.1×10-3m3/s，为小泵流量。
根据以上计算结果，查电动机产品目录，选与上述功率和泵的转速相适应的电动机。
2.选其他元件  根据系统的工作压力和通过阀的实际流量选择元、辅件，其型号和参数如表9-9所示。
表9-9                        所选液压元件的型号、规格

3.确定管道尺寸
根据工作压力和流量，按式(9-27)、式(9-28)确定管道内径和壁厚。(从略)
4.确定油箱容量油箱容量可按经验公式估算，取V＝(5～7)q。
本例中：V＝6q＝6(6＋36)＝252L有关系统的性能验算从略。