1、歡迎閱讀液壓系統的設計步驟是:一、工況分析和負荷確定。二、系統主要技術參數的確定。三、液壓系統方案的擬定。四、擬定液壓系統工作原理圖五、系統的初步計算和液壓元件的選擇。六、液壓系統驗算。七、編寫技術文件。一、工況分析和負荷確定一般只能分析工作循環過程中的最大負荷點或最大功率點，以這些點上的峰值作為系統設計的依據。二、系統主要技術參數的確定（一）、系統工作壓力在液壓系統設計中，系統工作壓力往往是預先確定的（依據設計機型參考相 關資料選取），然后根據各執行元件對運動速度的要求，經過詳細的計算，可以 確定液壓系統流量。在外負荷已定情況下，系統壓力選得越高，各液壓元件的幾何尺寸就越小， 可以獲得比較輕

2、巧緊湊的結構，特別是對于大型挖掘機來說，選取較高的工作壓 力更為重要。初選系統工作壓力不等于系統的實際工作壓力，要在系統設計完畢，根據執 行元件的負載循環圖，按已選定的液壓缸兩腔有效面積和液壓馬達排量，換算并畫出其壓力循環圖，再計入管路系統的各項壓力損失， 按系統組成的型式，最后 得到系統負載壓力及其變化規律。確定工作壓力，應該選用國家系列標準值，我國的“公稱壓力及流量系列”（JB824-66）,其中適用于液壓挖掘機的公稱壓力系列值有：8、10、12.5、16、20、25、32、40MPa（二）、系統流量確定系統流量，應首先計算每個執行元件所需流量， 然后根據液壓系統采用 的型式來確定系統流量

3、。（三）、系統液壓功率三、液壓系統方案的擬定（一）開式系統與閉式系統的選擇液壓挖掘機的作業，除行走和回轉外，主要靠雙作用液壓缸來完成的。雙作 用液壓缸由于兩腔面積不等，而且兩腔交替頻繁。因而只能使用開式系統，即各 兀件回油直接回油箱。對挖掘機的開式系統，由于布置空間的限制，油箱容積不能做得太大，一般 僅是主泵流量的12倍，自然冷卻能力不足，要附加油冷卻器。（二）泵數的選擇整個系統使用兩個泵，各自組成一個獨立的回路。這種系統也稱為雙泵雙回 路系統。在雙泵系統中，可將若干個要求復合動作的執行元件分配在不同的回路 中。小型挖掘機中，也為常用三泵系統，單獨使用一個泵驅動回轉機構和推土鏟。歡迎閱讀（三）

4、變量系統和定量系統的確定雙泵雙回路變量系統：采用兩臺恒功率變量泵，泵輸出流量可根據外載荷大 小自動無級變化，保持恒功率輸出，提高整機的功率利用和生產率。 雙泵雙回路 變量系統通常有分功率變量和全功率變量兩種。四、擬定液壓系統工作原理圖擬定液壓系統工作原理圖的一般畫法是：1. 先畫執行元件。2. 畫出各執行元件的基本回路，包括壓力控制回路，流量控制回路，方向控 制回路等。3. 畫出液壓泵。根據選定的液壓系統型式，畫出單泵、雙泵或多泵。4. 根據選定的方案，用串聯、并聯或串并聯的方式，將各基本回路與液壓泵 聯接起來。5. 畫出控制油路及輔助油路。6. 畫出起安全、保護作用的閥和裝置。7. 畫出輔助

5、元件，例如濾油器、冷卻器、油箱等。五、系統的初步計算和液壓元件的選擇（一）、液壓泵根據液壓系統工作壓力p和流量Q考慮壓力損失和流量漏損來計算液壓泵 的工作壓力Pb和流量Q,液壓泵應該有一定的壓力儲備。液壓泵的額定工作壓力可按下式求得：Pb=A（P：1 巾亠 1 p ） （Pa）式中p b液壓泵額定工作壓力（Pa）；p 系統工作壓力（Pa）；A 儲備系數 一般 A=1.051.25 ；z p 系統中沿程阻力損失；Z p：系統中局部阻力損失。I- I對于壓力損失：送Ap=£ » +瓦也p二，在初算時可以進行估算。對節流調 , 1 |速的簡單管路可取0.20.5MPa。對節流調速

6、的復雜管路，可取 0.51.5MPa,對 咼壓大流量則取較咼值。液壓泵流量可按下式求得：3Q= KQ （m /s）式中 Q b液壓泵額定流量（m3/s）;Q液壓系統工作流量（m3/s）;K漏損系數一般 K=1.11.3。（二）、液壓功率和發動機功率液壓泵或泵組的液壓功率是：NyPp QP60000 R(kWp液壓泵的最大流量(L/min);n 液壓泵的總效率，柱塞泵取0.850.90，齒輪泵取0.750.85。 變量系數，對定量系統R=1。發動機功率N根據系統方案確定，若是變量系統，由于液壓泵經常在滿載或甚至在超載情況下工作，功率利用系統比較高，據統計可達85%以上，為了保證功率儲備，延長液壓

7、泵和發動機的使用壽命，并考慮到輔助液壓泵、操作系統、 冷卻裝置等輔助設備的動力消耗，發動機功率可取為：N=(1.01.3)N y式中N是液壓功率。定量系統的發動機功率利用率較低，一般只有 60%左右，所損失的功率全部 變為熱量，因此，確定發動機功率時可以取得低些，對于雙泵雙回路定量系統， 發動機功率可取為N=(0.81.1)N y初步估算時，發動機功率可取N=95q kW (定量系統)N=74q kW (定量系統)式中q是液壓挖掘機的標準斗容量(m3)(三) 液壓缸液壓缸的有效面積A(cm)根據系統工作壓力p(kPa)和外負載P(N)決定10PA(P - P。) m P m10P(cm2)式中

8、p o液壓缸回油腔的背壓(kPa);n m液壓缸的機械效率，可取 0.90.95。 根據活塞移動速度v(m/min)，該液壓缸的流量Q是Q = Av (L/min )10 V式中 n v液壓缸的容積效率。液壓挖掘機的液壓缸沒有定型產品，一般要根據上述參數進行設計。(五) 液壓馬達液壓馬達的理論排量q(mL/r)根據下式決定q = 6280M( mL/r)經功率相等換算而來式中 M Pn v液壓馬達輸出扭矩(N m)；-一液壓馬達進出口油腔的壓力腔(kPa);液壓馬達機械效率(齒輪式和柱塞式可取0.90.95 ;葉片式 可取 0.850.90 )。液壓馬達的實際流量式中 nmaxqn max10

9、00 v(L/min)液壓馬達的最高轉速(r/min)；q液壓馬達的理論排量n v液壓馬達的容積效率。（六）、液壓閥根據系統的工作壓力和通過該閥的最大流量來選擇標準閥類或設計專用閥。選擇安全溢流閥時，要按液壓泵的最大流量；節流閥和調速閥要考慮最小穩定流量； 其他閥類按照接入回路的最大流量選取。 所選液壓閥允許通過的最大流量不應超 過公稱流量的120140%若超過太大，則能量損失大，引起發熱、振動和噪音， 使閥的性能變壞；太小，則系統結構龐大，很不經濟。（七）、油管首先根據流經管道的最大流量和管內允許的流速確定管道的內徑， 然后再根 據管道內油液的最大工作壓力及管道材料的強度來確定其壁厚。 （軟

10、管只需確定 內徑和耐壓值，不需要選擇外徑，內徑與流量相關，壁厚與壓力和內徑相關）管道內徑d按下式計算d =2 q/（：v） （m）式中d管道內徑（m）；q流經管道的流量（m3/s）；v管道內允許的流速（m/s），見下表。油液流經的管道允許流速v/m s-1液壓泵吸油管0.51.5，般取1以下液壓系統壓油管36,壓力咼，管道短或黏度小取大 值液壓系統回油管1.52.5計算出來的內徑值應按標準系列作圓整。 油管壁厚S （m）按下式計算2 pd/（2 c ） （m）式中p 管道內油液的最高工作壓力（MPa）;d管道內徑（m）； c 管道材料的許用應力N/m，對于鋼管c = c b/n，c b為管道材

11、料的抗拉強度（N/m2），n為安全系數，取值見下表。系統工作壓力/MPa<7717.5>17.5安全系數n864（八）、油箱容量的計算油箱容量是指油面高度為油箱高度 80%寸油箱所貯油液的容積。一般油箱有次容積約為液壓泵每分鐘流量的 23倍。挖掘機所用油箱一般都 較小，以便減小整機的重量的尺寸。其有效容積僅為液壓泵每分鐘流量的12倍。六、液壓系統的驗算（一）、液壓系統壓力損失的驗算液壓系統油路中的壓力損失 -P包括：油液通過管道時的沿程損失 Pt、 局部損失 P' t和流經閥類等元件時的局部損失 R,即卩式中I直管長度（m）;d管道內徑（m）;v液流平均速度（m7s）;丫液壓油的重度（N/m3）;z、入一一局部阻力和沿程阻力系數，可從有關手冊查出。流經標準閥類等液壓元件時的壓力損失 Pr值與其額定流量Qn額定壓力損 失 Pvn和實際通過的流量Q有關，其近似關系式為Qn和 Pvn的值可以從產品目錄或樣本上查到。在計算整個液壓系統的總壓力損失時，通常將回油路上的壓力損失折算到進油路上去，這樣做便于確定系統的供油壓力。這時系統的總壓力損失-P為式中 P1P2 分別為進油路上和回油路上的總壓力損失；A1、A分別為液壓缸無桿腔和有桿腔的有效工作面積。在液壓系統的工作循環中，不同的動作階段的壓力損失是不同的， 必須分別 計算。當已知液壓系統的全