液压系统设计方法

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液压系统设计方法

液压系统是液压机械的一个组成部分，液压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。

液压系统的设计步骤

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。

⑴确定液压执行元件的形式；

⑵进行工况分析，确定系统的主要参数；

⑶制定基本方案，拟定液压系统原理图；

⑷选择液压元件；

⑸液压系统的性能验算：

⑹绘制工作图，编制技术文件。

1.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。 ⑴主机的概况：用途、性能、工艺流程、作业环境、总体布局等；

⑵液压系统要完成哪些动作，动作顺序及彼此联锁关系如何；

⑶液压驱动机构的运动形式，运动速度；

⑷各动作机构的载荷大小及其性质；

⑸对调速范围、运动平稳性、转换精度等性能方面的要求；

⑹自动化程度、操作控制方式的要求；

⑺对防尘、防爆、防寒、噪声、安全可靠性的要求；

⑻对效率、成本等方面的要求。

2.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。各有关参数已标注在图上，其中FW是作用在活塞杆上的外部载荷。Fm是活塞与缸壁以及活塞杆与导向

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套之间的密封阻力。

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。

⑴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。

⑵导轨摩擦载荷Ff

对于平导轨

Ff＝μ（G＋FN）

对于V型导轨

Ff＝μ（G＋FN）/sin（α/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2—1；

α——V型导轨的夹角，一般为90°。 表2—1摩擦系数μ

⑶惯性载荷Fa

Fa?G?v g?t

式中 g——重力加速度；

g＝9.81m/s2

Δv——速度变化量(m/s)；

Δt——起动或制动时间(s)。

一般机械Δt＝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Δv/Δt＝0.5～ 1.5m/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

稳态运动时FW＝Fg＋Ff

减速制动时FW＝Fg＋Ff－Fa

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

，

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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 Fm＝（1－ηm）F

式中 ηm——液压缸的机械效率，一般取0.90～0.95。

F?FW

?m

2.1.2液压马达载荷力矩的组成与计算

⑴工作载荷力矩Tg

常见的载荷力矩有被驱动轮的阻力矩、液压卷简的阻力矩等。

⑵轴颈摩擦力矩Tf

Tf＝μGr

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——旋转轴的半径（m）。

⑶惯性力矩Ta

Ta?J??J?? ?t

式中 ε——角加速度（rad/s2）；Δω——角速度变化量（rad/s）；

Δt——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Tw＝Tg＋Tf＋Ta

稳定运行时Tw＝Tg＋Tf

减速制动时Tw＝Tg＋Tf－Ta

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＝0.9～0.98。 T?TW

?m

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，从材料消耗角度看也不经济；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—2和表2—3。

注意，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

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统也应采用高压阀。

A=

2.3计算液压缸的主要结构尺寸和液压马达的排量 ⑴计算液压缸的主要结构尺寸

液压缸主要设计参数见图2。图a为液压缸

活塞杆工作在受压状态，图b为活塞杆工作在受

拉状态。

活塞杆受压时，F?p1A1?p2A2

活塞杆受拉时，F?p1A2?p2A1

式中 A1——无杆腔活塞有效作用

面积(m2)；

A2——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2—4取值。差动连接时

则要另行考虑。

D——活塞直径(m)；

d——活塞杆直径(m)。

一般，液压缸在受压状态下工作，

其活塞面积为

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A1?F?p2A2 p1

运用上式须事先确定Al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θ＝d／D，其比值可按表2—5和表2—6选取。 D?4F 2?p1?p2(1??)采用差动连接时，vl/v2＝

（D2－d2）/d2。如要求往返速度

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

A? qmin vmin

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。 vmin——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扦

直径见表2－7和表2—8。 ⑵计算液压马达的排量