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设计液压系统的常识
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。
2.1 液压系统的设计步骤与设计要求
2.1.1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。
2.1.2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) 自动化程度、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；
对效率、成本等方面的要求。2.2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。
2.2.1载荷的组成和计算
2.2 .1.1液压缸的载荷组成与计算 ’
图2.2-1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，L是活塞与缸壁以及活塞杆与导向套之间的密封阻力。
图2.2-1 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
Ff=μ(G+FN)
对于V型导轨
Ff =μ(G+FN)/(sinα/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. 2-1;
α——V型导轨的夹角，一般为90°。
表2.2-1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
低速
(ν<0 .16m/s)
高速
(ν>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
|
0.005～0.02
0.003～0.006
|
|
|
静压
导轨
|
铸铁
|
0.005
|
(3)惯性载荷Fa
Fa=(G/g )* (Δv/Δt)
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，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一液压缸的机械效率，一般取0.90～0.95。
F= Fw/ηm
2.2.1.2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
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2-1选用；
r-旋转轴的半径(m)。
(3)惯性力矩Ta
Ta=Jε=JΔw/Δt
式中 ε-角加速度（rad/s2）；
△w-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
T= Tw/ηm
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。
2.2.2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2.2-2和表2.2-3。
表2.2-2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2.2-3各种机械常用的系统工作压力
|
机械类型
|
机 床
|
农业机械
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
|
龙门刨床
|
拉床
|
|||
|
工作压力/MPa
|
O．8～2
|
3～5
|
2～8
|
8～10
|
10～18
|
20～32
|
2.2.3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
液压缸主要设计参数见图2.2-2。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。
.jpg)
a)
(1).jpg)
b)
图2.2-2液压缸主要设计参数
活塞杆受压时
F=Fw/ηm= p1A1 - P2A2
活塞杆受拉时
F=Fw/ηm=p1A2 - P2A1
式中 A1=πD2/4——无杆腔活塞有效作用面积(m2)；
A2=π/4(D2-d2)——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2.2-4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)。
表2.2-4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
A1=（F+P2A2）/P1
运用上式须事先确定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2.2-5和表2.2-6选取。
表2.2-5按工作压力选取d/D
|
工作压力/MPa
|
≤5:0
|
5.0～7.0
|
≥7.0
|
|
d/D
|
O．5—0.55
|
0.62～0.70
|
0.7
|
表2.2-6按速比要求确定d/D
|
V2/V1
|
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：Vl-无杆腔进油时活塞运动速度；
V2-有杆腔进油时活塞运动速度。
D=√{4F/π[P1-P2(1-φ2)]}
采用差动连接时，V1／V2=（D2一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≥旦 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杆直径见表
2.2-7和表2.2-8。
表2.2-7常用液压缸内径D(mm)
|
40
125
|
50
140
|
63
160
|
80
180
|
90
200
|
100
220
|
110
250
|
表2.2-8活塞杆直径d (mm)
|
速比
|
缸 径
|
||||||
|
40
|
50
|
63
|
80
|
90
|
100
|
110
|
|
|
1. 46
3
|
22
|
28
|
35
45
|
45
50
|
50
60
|
55
70
|
63
80
|
|
速比
|
缸 径
|
||||||
|
125
|
140
|
160
|
180
|
200
|
220
|
250
|
|
|
1. 46
2
|
70
90
|
80
100
|
90
110
|
100
125
|
110
140
|
125
|
140
|
(2)计算液压马达的排量
液压马达的排量为
Q=2πT/Δp
式中 T——液压马达的载荷转矩(N*m)；
Δp=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
q≥Qmin/nmin
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。
2.2.4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= Av
式中 A-液压缸有效作用面积(m2)；
v-活塞与缸体的相对速度( m/s)。
(2)液压马达的流量
Q= qnm
式中 q-液压马达排量( m3/r)；
nm-液压马达的转速( r/s)。
2.2.5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，一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。
分类：液压行业知识
标签： 宁波液压马达 液压马达
