参考文献液压系统设计的步骤大致步骤Word下载.docx
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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2-1为液压机的主液压缸位移循环图，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。
1位移循环图图2–
（2）速度循环图v–t（或v–L）
速度循环图22图–工程中液压缸的运动特点可归纳为三种类型。
图2–2为三种类型液压缸的v–t图，第一种如图2–2中实线所示，液压缸开始作匀加速运动，然后匀速运动，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。
2
2、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
A、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?
F（2-1）bfmciG式中：
F为切削阻力；
F为摩擦阻力；
F为惯性阻力；
F为重力；
F为密封阻力；
FbmifGc为排油阻力。
图2–3所示一个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。
各有关参数已标注在图上，其中F是作用在活塞杆上的外部载荷。
F是活塞与缸壁以及活塞杆与导向套之间的密封阻mW力。
作用在活塞杆上的外部载荷包括工作载荷F，导轨的摩擦力F和由于速度变化而产生fg的惯性阻力F。
其中常见的工作载荷F有作用于活塞杆轴线上的重力F、切削阻力F、挤cigG
压力等。
Fa、切削阻力c对于机床来说就是沿液压缸运动方向的主要工作载荷，此作用力的方向如果与执行元工作部件运动方向的切削力，该作用力可能是两者同向为负值。
件运动方向相反为正值，其值要根据具体情况计算或由实也可能是变化的，恒定的，验测定。
b、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3液压系统计算简图图2–为最常见的两种形状、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2-4
导轨形式，其摩擦阻力的值为：
对于平导轨
＋（2-2）
F）（F＝μ∑GNfV型导轨对于＋（2-3）α/2）（∑F＝μ（GF）/sin导轨形式图2-4Nf）N；
式中G—运动部件所受的重力（）；
F—外载荷作用于导轨上的正压力（NNμ—摩擦系数，见表2–1；
90°
。
α—V型导轨的夹角，一般为摩擦系2-
导轨类型
导轨材料
运动状态
摩擦系数（μ）
滑动导轨
铸铁对铸铁
启动时
0.15～0.20
3
低速（v＜0.16m/s）＞0.16m/s）高速（v
0.12～0.10.08～0.05
滚动导轨
铸铁对滚柱（珠）珠）淬火钢导轨对滚柱（
～0.020.0050.0060.003～
静压导轨
铸铁
0.005
Fc、惯性阻力i
为运动部件在启动和制动过程中的惯性力，可按下式计算：
惯性阻力Fiv?
G）N（F?
ma?
（2-4）
it?
g（kg）；
m—运动部件的质量式中
2（m/s；
）a—运动部件的加速度—运动部件的重量（N）；
G2；
—重力加速度，gg＝9.81m/sΔv—速度变化量（m/s）；
，对轻载低速运动部件取小值，0.1～0.5sΔtΔ—起动或制动时间（s），一般机械t＝对重载高速部件取大值。
2/行走机械一般取ΔvΔt＝。
0.5～1.5m/sd、重力FG负载为正其本身的重量也成为一种负载，垂直放置和倾斜放置的移动部件，当上移时，值，下移时为负值。
Fm
、密封阻力e液压其值与密封装置的类型、密封阻力指装有密封装置的零件在相对移动时的摩擦力，，由于各种缸的密封材质和密封形成不同，密封阻力缸的制造质量和油液的工作压力有关。
难以精确计算，在初算时，一般估算为Fm?
）F?
（1?
（2-5）
mm?
m。
～0.95—液压缸的机械效率，一般取式中η0.90m验算时，按密封装置摩擦力的计算公式计算。
、排油阻力Ffb执行元件该值与调速方案、系统所要求的稳定性、排油阻力为液压缸回油路上的阻力，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。
、液压缸运动循环各阶段的总负载力B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。
、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a、重力和惯性力等计算）=0.9η（力包括导轨的摩擦力、密封装置的摩擦力按缸的机械效率m项，即：
4
F?
?
FF?
F（2-6）bfGmiF?
F
（2-7）、快速阶段：
bbmfGF?
、工进阶段：
（2-8）cbfcGmF?
d（2-9）、减速阶段：
bGmif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。
C、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。
负载循环图图2-5图2-5为一部机器的F–t图，其中：
0～t为启动过程；
t～t为加速过程；
t～t为恒速31122过程；
t～t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43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
T?
T
（2-10）ief、工作负载力矩TAe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。
常见的工作负载力矩有被驱动轮的阻力矩、液压卷简的阻力矩等。
B、摩擦力矩Tf为旋转部件轴颈处的摩擦力矩，其计算公式为：
GR（N?
m）?
T（2-11）
f式中G—旋转部件施加于轴颈上的径向力（N）；
μ—摩擦系数，参考表2–1选用；
R—旋转轴颈的半径（m）。
C、惯性力矩Mi
5
为旋转部件加速或减速时产生的惯性力矩，其计算公式为：
?
（N?
Jm?
J）T（2-12）
i?
t2）式中ε—角加速度（rad/s；
；
—角速度变化量（Δωrad/s）Δt—起动或制动时间（s）；
222J为回转部件的飞轮效应GDg1GD，/—回转部件的转动惯量（kg·
m4）J=，22可查《机械设计手册》。
Nm）。
各种回转体的GD（（2-13）起动加速时T?
TTife（2-14）稳定运行时T?
Tie（2-15）
减速制动时T?
Tief。
0.9～0.98η计算液压马达负载转矩T时还要考虑液压马达的机械效率＝mMT?
T（2-16）
M?
m根据式（2-10），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，其绘制方法参照图2-5。
不管选择的执行元件是液压缸还是液压马达，先要计算各阶段的载荷，绘制出执行元件的负载循环图，以便进一步选择系统工作压力和确定其他有关参数。
三确定液压系统主要参数
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，故液压系统的主要参数决定了执行元件结构和尺寸，同样也决定了液压系统的结构尺寸与成本。
6
1、初选系统工作压力
执行元件的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）首先要考虑设备类型及各类设备的不同特点和使用场合。
（2）考虑执行元件的装配空间、经济、元件供应情况和重量等因素，工作压力选得低，则元件尺寸大、重量重，对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看也不经济；
反之，压力选得高一些，则元件尺寸小、重量轻，但对元件的材质、制造精度、密封性能要求高，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。
所以，执行元件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。
具体选择可参考表3–1和表3–2。
表3–1按负载选择工作压力
按机械类型选执行件的工作压力–2表3
值得注意的是，高压化是液压系统发展趋势之一，因此压力应选得高一些，以减小系统的体积是可行的。
此外，低压阀已逐渐淘汰，即使是低压系统也应采用高压阀。
2、液压缸的设计计算
（1）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为液压缸活塞杆。
图a体计算。
液压缸主要设计参数见图3–1b为活塞杆工作在受拉状态。
工作在受压状态，图A?
p?
pAF（3-1）活塞杆受压时，2121ApA?
pF?
（3-2）
活塞杆受拉时，12122；
（mA式中—无杆腔活塞有效作用面积）液压缸主要设计参数–1图31?
2DA?
142执行元件背压力–表；
—有杆腔活塞有效作用面积A（m）3327
22）A?
（Dd
24（Pa）；
P—液压缸工作腔压力1，即背—液压缸回油腔压力（Pa）P2初算时可压力。
其值根据回路的具体情况而定，3取值。
差动连接时则要另行考虑；
参照表3–；
D—活塞直径（m）
d—活塞杆直径（m）。
按工作压力选取d／D3表–4一般，液压缸在受压状态下工作，其活塞
面积为AF?
p22?
A（3-3）
1p1令杆径比的关系，与活塞直径D运用上式须事先确定A与A的关系，或是活塞杆径d2l?
D／D表3–5按速比要求确定d，其比值可按表3–4和表3–5选取。
＝d／
F4?
D（3-4）?
2?
）?
1?
p（p21222。
如）d－/采用差动连接时，v/v＝（Dd2l。
要求往返速度相同时，应取d＝0.71D／d＞10的受压柱塞或活塞杆，还要做压杆稳定性验算。
对行程与活塞杆直径比l3–6常用液压缸内径表当工作速度很低时，还须按最低速度要求
验算液压缸尺寸qinm?
A（3-5）
vinm2）；
A—液压缸有效工作面积（m式中
3，在节流调速中取决于回路中所设调速阀或节流（m/s）—系统最小稳定流量qmind表3–7活塞杆直径阀的最小稳定流量。
容积调速中决定于变量泵的
最小稳定流量。
—运动机构要求的最小工作速vmin。
（m/s）度不能满足最如果液压缸的有效工作面积A则应按最低稳定速度确定液低稳定速度的要求，压缸的结构尺寸。
液另外，如果执行元件安装尺寸受到限制，可按载荷的要求和液压缸的结构尺寸来确定系统压缸的缸径及活塞杆的直径须事先确定时，的工作压力。
8
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扦直径见表3–6和表3–7。
（2）液压缸的流量计算
3/s）（3-6）q=Av（m液压缸的最大流量：
maxmax2）；
m—液压缸的有效作用面积A或A（式中：
A21v—液压缸的最大速度（m/s）。
max3/s）（3-7）=Av（m液压缸的最小流量：
qminmin式中：
v—液压缸的最小速度（m/s）。
min液压缸的最小流量q，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min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q也大一些，以满足上述要求。
min流量阀和变量泵的最小稳定流量，可从产品样本中查到。
3、液压马达的设计计算
（1）计算液压马达排量
液压马达的排量为
T2?
V（3-8）
m式中T—液压马达的负载转矩（N·
m）；
Δp—液压马达的进出口压差（Pa）；
η—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m0.8～0.9。
液压马达的排量也应满足最低转速要求
qmin?
V（3-9）
Mnmin3/s）；
q—通过液压马达的最小流量（m式中minn—液压马达工作时的最低转速（r/s）。
min
（2）计算液压马达所需流量（液压马达的最大流量）：
q＝Vn（3-10）maxMMmax
3/r）；
—液压马达排量式中V（mMn—为液压马达的最高转速（r/s）。
Mmax4、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9
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。
四制定基本方案和绘制液压系统图
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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；
相应的调速方式有节流调速、容积调速以及二者的结合——容积节流调速。
A、节流调速
一般采用定量泵供油，配以溢流阀，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溢流阀溢流恒压，有节流损失和溢流损失，故效率低，发热量大，用于功率不大的场合。
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值负载的场合，旁路节流多用于高速。
B、容积调速
是靠改变变量泵或变量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。
C、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，流量控制阀是泵的负载，使泵的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。
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。
需要无级连续地调节压力时，可用比例溢流阀。
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11
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。
2、绘制液压系统原理图
整机的液压系统原理图由拟定好的控制回路及液压动力源组合而成。
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，保证主机连续工作。
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12
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。
五液压元件的选择与专用件设计
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1、液压泵的选择
（1）确定液压泵的最大工作压力pp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p，再1加上油泵的出油口到缸进油口处总的压力损失ΣΔp，即
（5-1ΣΔp）
p≥p＋1P式中p—液压缸或液压马达最大工作压力；
1ΣΔp—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。
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，ΣΔp的准确计算要待元件选定并绘出管路图时才能进行，在系统管路未设计之前，可根据同类系统经验
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