10液壓系統的設計計算本章主要討論液壓傳動系統設計和計算的程序、內容和方法。設計方法：靜態的、經驗的設計方法，它可以提供一個能實現預期功能(即滿足力和速度要求)的傳動系統。系統的動作質量及動作發生的時間歷程也是很重要的，而且對于現代機械設備往往是更加重要的，這些問題需要用現代設計方法和手段進行系統的動態分析和設計。液壓系統的設計計算步驟大致如下：明確系統設計要求；分析主機工況，確定液壓系統的主要參數；(3)擬定液壓系統原理圖；(4)液壓元件的計算與選擇；(5)液壓系統的性能驗算；(6)進行結構設計，編寫技術文件。

前五項屬于性能設計，它們互相影響，互相滲透；最后一項屬于結構設計，進行時須先查明液壓元件的結構和配置方式，仔細查閱有關產品樣本、設計手冊和資料。10.1明確系統的設計要求在開始設計液壓系統時，首先要對機械設備主機的工作情況進行詳細的分析，明確主機對液壓系統提出的要求，具體包括：(1)主機的用途、類型、主要結構、總體布局以及對液壓系統執行元件在位置布置和空間尺寸上的限制。(2)對液壓系統動作和性能的要求。(3)主機各液壓執行元件的動作順序或互鎖要求。(4)液壓系統的工作環境和工作條件，如周圍介質、環境溫度、濕度、塵埃情況、外界沖擊振動等。(5)其他方面的要求，如液壓裝置在質量、外形尺寸、可靠性、經濟性等方面的規定或限制。如主機的工作循環、液壓執行元件的運動方式(往復直線運動或旋轉運動或擺動)、自動化程度、調速范圍、運動平穩性和精度、負載狀況及其工作范圍10.2分析工況，確定主要參數在明確了液壓系統的設計依據后，就可以對主機的工作過程進行分析，即負載分析和運動分析。確定負載和速度在整個工作循環中的變化規律，然后即可計算執行元件的主要結構參數，以及確定液壓系統的主要參數——工作壓力和最大流量。一、工況分析工況分析，就是分析主機在工作過程中各執行元件的運動速度和負載的變化規律。執行機構所需要克服的負載一般由下列幾項組成：工作負載（如切削力、注射力、重力等）慣性負載阻力負載（如摩擦阻力、密封阻力、背壓阻力等）。執行元件在各階段所需克服的負載用負載—位移（F-l）曲線來表示，稱為負載圖。執行元件各個工作階段的運動速度用速度—位移（v-l）曲線表示，稱為速度圖。二、確定主要參數確定液壓執行元件的工作壓力和最大流量。工作壓力可根據負載圖中的最大負載來選取；也可根據主機的類型來選取；最大流量則由執行元件速度圖中的最大速度計算出來。這兩者都與執行元件的結構參數（指液壓缸的有效工作面積A或液壓馬達的排量qM）有關。確定主要參數的一般做法：選定工作壓力p；按最大負載和預估的執行元件機械效率求出A或qM，經過各種必要的驗算、修正和圓整后定下這些結構參數；算出最大流量Qmax。在機床的液壓系統中，工作壓力選得小些，對系統的可靠性、低速平穩性和降低噪聲都是有利的，但在結構尺寸和造價方面則須付出一定的代價。在本步驟的驗算中，必須使執行元件的最低工作速度vmin或ωmin(=2πnmin/60)符合下述要求：液壓缸

液壓馬達

式中，Qmin—為節流閥或調速閥、變量泵的最小穩定流量，由產品性能表查出。有時還需對液壓缸的活塞桿進行穩定性驗算，驗算工作常常和這里的參數確定工作交叉進行。驗算結果如不能滿足有關規定的要求時，A或qM的量值就必須進行修改。執行元件的結構參數最后還必須圓整成標準值（見國標（GB2347—80和GB/T2348—93）。液壓系統執行元件的工況圖是在執行元件結構參數確定之后，根據設計任務要求，算出不同階段中的實際工作壓力、流量和功率之后做出的。工況圖顯示液壓系統在實現整個工作循環時這三個參數的變化情況。當系統中包含多個執行元件時，其工況圖是各個執行元件工況圖的綜合。液壓執行元件的工況圖是選擇系統中其他液壓元件和液壓基本回路的依據，也是擬訂液壓系統方案的依據：(1)液壓泵和各種控制閥的規格是根據工況圖中的最大壓力和最大流量選定的。(2)各種液壓回路及其油源形成都是按工況圖中不同階段內的壓力和流量變化情況初選后，再通過比較確定的。(3)將工況圖所反映的情況與調研得來的參考方案進行比較，可以對原來設計參數的合理性作出鑒別，或進行調整。10.3擬定液壓系統原理圖一、概述二、擬定系統原理圖時應注意的問題

1.控制方式

2.系統安全可靠

3.節約能量

4.其他一、概述擬定液壓系統原理圖一般分為兩步進行：第一步：分別選擇各個基本回路。選擇時應從對主機性能影響較大的回路開始，并應對各種方案進行分析比較。對于大多數機械來說，總是有調速的要求，因此采用容積調速或節流調速是一個首先要確定的問題。第二步：將選擇的基本回路進行歸并、整理，再增加一些必要的元件或輔助油路組合成一個完整的液壓系統。二、擬定系統原理圖時應注意的問題

1.控制方式

2.系統安全可靠

3.節約能量

4.其他1.控制方式在液壓系統中，執行元件需改變運動速度和方向。此外如果一個系統有多個液壓執行元件時，則還有動作順序及互鎖等要求。這些都存在一個動作轉換的控制方式問題。如果機器只要求手動操作，則采用手動換向閥改變運動方向。某些執行機構較多的工程機械、船舶以及起重機等設備中常采用多路閥。如果機器要求完成某些自動循環動作，就要慎重地選擇各種控制方式。行程控制動作比較可靠，是最通用的控制方式。壓力控制可以簡化系統，但在一個系統內不宜多次使用。時間控制一般不單獨使用，往往和行程或壓力控制組合使用。2.系統安全可靠擬定液壓系統圖時，應對系統的安全性和可靠性予以足夠的重視。為防止系統過載，安全閥是必不缺少的。為防止垂直運動部件在系統失壓情況下自動下落，必須有平衡回路。起重機液壓馬達回路除有平衡回路外，還常有機械、液壓制動裝置，以確保安全。系統中有多個執行元件時，如果用一個泵供給兩個以上執行元件運動時，則必須考慮防干擾問題。對要求可靠性較高的系統有時要設置一些備用元件或備用回路，以便個別工作元件或回路發生故障時，確保系統仍能正常工作。在波音747飛機上，為提高系統的可靠性，采用了冗余技術。以裝在垂直尾冀上的方向舵為例，首先把方向舵分成上方向舵和下方向舵兩部分，見圖4.20.-3，即使一個方向舵出現故障，單靠另一個也能保證其功能。其次，每個方向舵都裝有雙串聯缸見圖4.20-4，分別由兩個液壓系統來驅動。即使在最壞的情況下，有二個系統都出現故障時，剩下的一個系統仍能工作。3.節約能量節能的目的在于提高能量利用率。對于液壓系統而言，提高系統的效率不僅能節約能量，而且可防止系統過熱。擬定液壓系統時應對節能問題予以重視。如在工作循環中，系統所需流量差別較大時，應采用雙泵和變量泵供油，或采用蓄能器；在系統處于保壓或停止工作時應使泵卸荷等等，這些部是提高系統效率的有效措施。4.其他盡可能采用標準元件，借用本廠現有產品中的元件和系統，以縮短設計和制造周期，降低成本等。10.4液壓元件的計算與選擇一、液壓泵二、閥類元件三、油管和油箱一、液壓泵1.液壓泵的最大工作壓力必須等于或超過液壓執行元件最大工作壓力及進油路上總壓力損失這兩者之和。液壓執行元件的最大工作壓可以從工況圖中找到；進油路上的總壓力損失可以通過估算求得，也可以按經驗資料估計。系統結構情況總壓力損失Δp/MPa一般節流調速及管路簡單的系統0.2～0.5進油路有調速閥及管路復雜的系統0.5～1.5表10-3進油路壓力損失經驗值2.液壓泵的流量必須等于或超過幾個同時工作的液壓執行元件總流量的最大值以及回路中泄漏量這兩者之和。液壓執行元件總流量的最大值可以從工況圖中找到（當系統中備有蓄能器時，此值應為一個工作循環中液壓執行元件的平均流量），回路中的泄漏量則可按總流量最大值的10%~30%估算。液壓泵及電機的選擇在參照產品樣本選取液壓泵時泵的額定壓力應選得比上述最大工作壓力高20%~60%，以便留有壓力儲備；額定流量則只須選得能滿足上述最大流量需要即可。液壓泵在額定壓力和額定流量下工作時，其驅動電機的功率一般可以直接從產品樣本上查到。電機功率也可以根據具體工況計算出來，有關的算式和數據見液壓工程手冊。二、閥類元件閥類元件的規格按液壓系統的最大壓力和通過該閥的實際流量從產品樣本上選定。選擇節流閥和調速閥時，還要考慮它的最小穩定流量是否符合設計要求。各類閥都須選得使其實際通過流量最多不超過其公稱流量的120%，以免引起發熱、噪聲和過大的壓力損失。對于可靠性要求特別高的系統來說，閥類元件的額定壓力應高出其工作壓力較多。1.流量閥的選擇選擇節流閥和調速閥時還要考慮其最小穩定流量是否符合設計要求，一般中、低壓流量閥的最小穩定流量為50ml/min~100ml/min；高壓流量閥的最小穩定流量為2.5ml/min~20ml/min。流量閥對流量進行控制，需要一定的壓差，高精度流量閥進、出口約需1MPa的壓差。普通調速閥存在起始流量超調的問題，對要求高的系統可選用帶手調補償器初始開度的調速閥或帶外控關閉功能的調速閥。對于要求油溫變化對外負載的運動速度影響大的系統，可選用溫度補償型調速閥。2.溢流閥的選擇直動式溢流閥響應快，適合作制動閥及流量較小的安全閥，先導式溢流閥的啟閉特性好，宜作調壓閥，背壓閥及流量較大的安全閥用。先導式溢流閥有二級同心和三級同心之分，二級同心型的泄漏量小，常用于需保壓的回路中。先導式溢流閥的最低調定壓力一般只能在0.5~1Mpa范圍內。選擇溢流閥時，應按液壓泵的最大流量選取，并應注意其許用的最小穩定流量，一般來說，其最小穩定流量應是公稱流量的15%以上。3.單向閥及液控單向閥的選擇選擇單向閥時，應注意其開啟壓力大小，開啟壓力小作單向閥，開啟壓力大作背壓閥。液控單向閥有內泄式和外泄式之分，外泄式的控制壓力較低，工作可靠，但要多一根泄油油管。液控單向閥還有帶卸荷小閥芯和不帶卸荷小閥芯之分，前者控制壓力較低，常用于高壓系統，有時還可作為液壓機的卸壓閥用。4換向閥的選擇按通流量選擇結構型式，一般通流量在190L/min以上時，宜選用二通插裝閥，70L/min以下可選用電磁換向閥，否則需用電液換向閥。按換向性能等選擇電磁鐵類型，由于直流電磁鐵尤其是直流濕式電磁鐵的壽命長，可靠性高，故應盡量選用直流濕式電磁換向閥。按系統要求選擇滑閥機能。對于可靠性要求特別高的系統來說，閥類元件的額定壓力應高出其工作壓力較多。三、油管和油箱油管規格的確定和油箱容量的估算見本書第7章。10.5液壓系統的性能驗算在確定了各個液壓元件之后，有時還要根據需要對整個液壓系統的某些技術性能進行必要的驗算，以便對所選液壓元件和液壓系統參數作進一步調整。液壓系統性能驗算的項目很多，常見的有回路壓力損失驗算和發熱溫升驗算。一、回路壓力損失驗算壓力損失包括管道內的沿程損失和局部損失以及閥類元件處的局部損失三項。管道內的這兩種損失可用第3章中的有關公式估算。閥類元件處的局部損失則需從產品樣本中查出。當通過閥類元件的實際流量Q不是其公稱流量Q0時，它的實際壓力損失?p與其額定壓力損失?p0之間將呈如下的近似關系：

計算液壓系統的回路壓力損失時，不同的工作階段要分開來計算。回油路上的壓力損失一般都須折算到進油路上去。計算時所得的總壓力損失如果與計算液壓元件時假定的壓力損失相差太大，則應對設計進行必要的修改。注意二、發熱溫升驗算這項驗算是用熱平衡原理來對油液的溫升值進行估計。單位時間內進入液壓系統的熱量E(以W計)是液壓泵輸入功率Pi和液壓執行元件有效功率P0之差。假如這些熱量全部由油箱散發出去，不考慮系統其他部分的散熱效能，則油液溫升的估算公式可以根據不同的條件分別從有關的手冊中找出來。例如，當油箱3個邊的尺寸比例在1:1:1到1:2:3之間、油面高度是油箱高度的80%且油箱通風情況良好時，油液溫升?T（℃）的計算式可以用單位時間內輸入熱量E(W)和油箱有效容積V(m3)近似地表示成：

當驗算出來的油液溫升值超過允許數值時，系統中必須考慮設置適當的冷卻器。油箱中油液允許的溫升?T隨主機的不同而異：一般機床為25~30℃，工程機械為35~40℃等等。注意10.6液壓系統的設計計算舉例

某臺臥式單面多軸鉆孔組合機床液壓系統設計實例己知：機床工作時軸向切削力Ft=25000N；往復運動加速、減速的慣性力Fm=500N；靜摩擦阻力Ffs=1500N，動摩擦阻力Ffd=850N；快進、快退速度v1=v3=0.1m/s；快進行程長度l1=0.1m；工進速度v2=0.000833m/s；工進行程長度l2=0.04m。機床的動作順序：定位→夾緊→動力滑臺快進→工進→快退→原位→夾具松開→拔定位銷。一、工況分析本例以動力滑臺液壓缸的分析計算為主，表10-4為液壓缸在各工作階段的負載值，其負載圖、速度圖，與圖10-1相似。液壓缸的機械效率取0.9，且不考慮動力滑臺上的顛覆力矩的作用。工況負載組成負載值F/N啟動

F=Ffs15001667加速

F=Ffd

+Fm13501500快進

F=

Ffd850945工進

F=

Ffd

+Ft2585028722快退

F=

Ffd850945表10-4液壓缸在各工作階段的負載值推力二、液壓缸主要參數的確定由表10-1和表10-2可知，組合機床液壓系統在最大負載約為29000N時宜取p1＝4MPa。液壓缸選用單桿式，并在快進時作差動連接。

液壓缸無桿腔工作面積A1應為有桿腔工作面積A2的兩倍，即活塞桿直徑d與缸筒直徑D的關系為d＝0.707D。在鉆孔加工時，液壓缸回油路上必須具有背壓p2，以防孔被鉆通時滑臺突然向前沖，可取p2＝0.8MPa。快進時液壓缸雖作差動連接，但由于油管中有壓降?p存在，有桿腔的壓力必須大于無桿腔的壓力，估算時可取?p≈0.5MPa。快退時回油腔中是有背壓的，這時p2亦可按0.5MPa計算。由工進時的推力計算液壓缸面積：

∴按GB/T2348-93將這些直徑圓整成就近標準值得：D＝10cm，d＝7cm。由此求得液壓缸兩腔的實際有效面積為

根據上述D與d值，可估算液壓缸在各個工作階段中的壓力、流量和功率，如表10-5所示，并據此繪出工況圖如圖10-3所示。工況負載組成負載值F/N啟動

F=Ffs15001667加速

F=Ffd

+Fm13501500快進

F=

Ffd850945工進

F=

Ffd

+Ft2585028722快退

F=

Ffd850945表10-4液壓缸在各工作階段的負載值推力三、液壓系統圖的擬定1.液壓回路的選擇2.擬定液壓系統圖1.液壓回路的選擇首先選擇調速回路。

由工況圖知，這臺機床液壓系統的功率小，滑臺運動速度低，工作負載變化小，可采用進口節流的調速形式。為了解決進口節流調速回路在孔鉆通時的滑臺突然前沖現象，回油路上要設置背壓閥。由于液壓系統選用了節流調速的方式，系統中油液的循環必然是開式的。分析工況圖可知，在這個液壓系統的工作循環內，液壓缸交替地要求油源提供低壓大流量和高壓小流量的油液。最大流量與最小流量之比約為60，而快進快退所需的時間比工進所需的時間少得多，因此從提高系統效率，節省能量的角度上來看，采用單個定量泵作為油源顯然是不合適的，宜采用雙泵供油系統，或采用限壓式變量泵加調速閥組成容積節流調速系統。在調速方案確定以后，供油方式、調壓方式均已定。本機床快進快退速度較大，為保證換向平穩，且液壓缸在快進時為差動連接，故采用三位五通Y型電液換向閥來實現運動換向，并實現差動連接。為保證夾緊力可靠，且能單獨調節，在支路上串接減壓閥和單向閥；為保證定位—夾緊的順序動作，在進入夾緊缸的油路上接單向順序閥來控制，只有當定位缸達到和超過順序閥的調節壓力時，夾緊缸才動作；為保證工件確已夾緊后進給缸才能動作，在夾緊缸進口處裝一壓力繼電器，只有當夾緊壓力達到壓力繼電器的調節壓力時，才能發出信號，使進給缸油路的三位五通電液換向閥電磁鐵通電，進給缸才能開始快進。2.擬定液壓系統圖四、液壓元件的選擇1.液壓泵2.閥類元件及輔助元件1.液壓泵液壓缸在整個工作循環中的最大工作壓力為4.065MPa，如取進油路上的壓力損失為0.8MPa（見表10-3），壓力繼電器調整壓力應比系統最大工作壓力高出0.5MPa，則小流量泵的最大工作壓力應為：

pp1＝(4.065+0.8+0.5)MPa＝5.365MPa大流量泵是在快速運動時才向液壓缸輸油的，由圖10-3可知，快退時液壓缸中的工作壓力比快進時大，如取進油路的壓力損失為0.5MPa，則大流量泵的最高工作壓力為：

pp2＝(1.216+0.5)MPa＝1.716MPa兩個液壓泵應向液壓缸提供的最大流量為24.04/(60×103)m3/s（見圖10-3）。若回路中的泄漏按液壓缸輸入流量的10％估計，則兩個泵的總流量為Qp=1.1×24.04/(60×103)m3/s=26.04/(60×103)m3/s。由于溢流閥的最小穩定溢流量為3/(60×103)m3/s，工進時輸入液壓缸的流量為0.39/(60×103)m3/s，所以小流量泵的流量規格最少應為3.39/(60×103)m3/s。根據以上壓力和流量的數值查閱產品目錄，最后確定選取YB-4/25型雙聯葉片泵。1.液壓泵由于液壓缸在快退時輸入功率最大，這相當于液壓泵輸出壓力1.716MPa、流量