設計液壓系統(tǒng)的常識
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     液壓系統(tǒng)是液壓機械的一個組成部分，液壓系統(tǒng)的設計要同主機的總體設計同時進行。著手設計時，必須從實際情況出發(fā)，有機地結(jié)合各種傳動形式，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求設計出結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。
2.1  液壓系統(tǒng)的設計步驟與設計要求
2.1.1設計步驟
    液壓系統(tǒng)的設計步驟并無嚴格的順序，各步驟間往往要相互穿插進行。一般來說，在明確設計要求之后，大致按如下步驟進行。
    1)確定液壓執(zhí)行元件的形式；
    2)進行工況分析，確定系統(tǒng)的主要參數(shù)；
    3)制定基本方案，擬定液壓系統(tǒng)原理圖；
    4)選擇液壓元件；
    5)液壓系統(tǒng)的性能驗算；
    6)繪制工作圖，編制技術文件。
2.1.2明確設計要求
    設計要求是進行每項工程設計的依據(jù)。在制定基本方案并進一步著手液壓系統(tǒng)各部分設計之前，必須把設計要求以及與該設計內(nèi)容有關的其他方面了解清楚。
1） 主機的概況：用途、性能、工藝流程、作業(yè)環(huán)境、總體布局等；
2） 液壓系統(tǒng)要完成哪些動作，動作順序及彼此聯(lián)鎖關系如何；
3） 液壓驅(qū)動機構(gòu)的運動形式，運動速度；
4） 各動作機構(gòu)的載荷大小及其性質(zhì)；
5） 對調(diào)速范圍、運動平穩(wěn)性、轉(zhuǎn)換精度等性能方面的要求；
        6)  自動化程度、操作控制方式的要求；
        7)  對防塵、防爆、防寒、噪聲、安全可靠性的要求；
8)   對效率、成本等方面的要求。
2.2進行工況分析、確定液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)
    通過工況分析，可以看出液壓執(zhí)行元件在工作過程中速度和載荷變化情況，為確定系統(tǒng)及各執(zhí)行元件的參數(shù)提供依據(jù)。
    液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)是壓力和流量，它們是設計液壓系統(tǒng)，選擇液壓元件的主要依據(jù)。壓力決定于外載荷。流量取決于液壓執(zhí)行元件的運動速度和結(jié)構(gòu)尺寸。
2.2.1載荷的組成和計算
2.2 .1.1液壓缸的載荷組成與計算    ’
    圖2.2-1表示一個以液壓缸為執(zhí)行元件的液壓系統(tǒng)計算簡圖。各有關參數(shù)標注圖上，其中Fw是作用在活塞桿上的外部載荷，L是活塞與缸壁以及活塞桿與導向套之間的密封阻力。
   
    圖2.2-1  液壓系統(tǒng)計算簡圖
    作用在活塞桿上的外部載荷包括工作載荷Fg，導軌的摩擦力Ff，和由于速度變化而產(chǎn)生的慣性力Fa。
    (1)工作載荷Fg    常見的工作載荷有作用于活塞桿軸線上的重力、切削力、擠壓力等。這些作用力的方向如與活塞運動方向相同為負，相反為正。

    (2)導軌摩擦載荷Ff    

對于平導軌

    Ff=μ(G+FN)
    對于V型導軌
    Ff =μ(G+FN)/(sinα/2)
式中  G-運動部件所受的重力(N)；
      FN——外載荷作用于導軌上的正壓力(N)；
      μ——摩擦系數(shù)，見表2. 2-1;
α——V型導軌的夾角，一般為90°。
    表2.2-1摩擦系數(shù)μ
導軌
類型
導軌材料
  運動狀態(tài)
  摩擦系數(shù)
滑動
導軌
鑄鐵對鑄鐵
    起動時
    低速
(ν<0 .16m/s)
    高速
(ν>0 .16m/s)
0.15～0.20
0 .1～ 0 .12
0.05～0.08
滾動
導軌
鑄鐵對滾柱
    （珠）
淬火鋼導軌
  對滾柱
0.005～0.02
0.003～0.006
靜壓
導軌
  鑄鐵
    0.005
    (3)慣性載荷Fa
    Fa=(G/g )* (Δv/Δt)
式中  g-重力加速度；g=9.81m/s2;
    Δv-速度變化量(m/s)；
    Δt-起動或制動時間(s)。一般機械Δt=0.1～0.5s，對輕載低速運動部件取小值，對重載高速部件取大值。行走機械一般取Δv/Δt=0．5～1. 5m/s2。
    以上三種載荷之和稱為液壓缸的外載荷Fw。
    起動加速時Fw= Fg+ Ff+ Fa
    穩(wěn)態(tài)運動時Fw= Fg+ Ff
    減速制動時Fw= Fg+ Ff - Fa
工作載荷Fg并非每階段都存在，如該階段沒有工作，則Fg =0。
    除外載荷Fw外，作用于活塞上的載荷F還包括液壓缸密封處的摩擦阻力Fm，由于各種缸的密封材質(zhì)和密封形成不同，密封阻力難以精確計算，一般估算為
    Fm=（1-ηm）F
式中ηm一液壓缸的機械效率，一般取0.90～0.95。
F= Fw/ηm
    2.2.1.2液壓馬達載荷力矩的組成與計算
    (1)工作載荷力矩Tg
    常見的載荷力矩有被驅(qū)動輪的阻力矩、液壓卷筒的阻力矩等。
    (2)軸頸摩擦力矩Tf
                  Tf=μGr
式中G-旋轉(zhuǎn)部件施加于軸勁上的徑向力(N)；
    μ-摩擦系數(shù)，參考表2-1選用；
    r-旋轉(zhuǎn)軸的半徑(m)。
    (3)慣性力矩Ta
    Ta=Jε=JΔw/Δt
式中  ε-角加速度（rad/s2）；
     △w-角速度變化量( rad/s)；
     Δt-起動或制動時間(s)；
       J-回轉(zhuǎn)部件的轉(zhuǎn)動慣量（kg*m2）。
    起動加速時Tw= Tg+ Tf+ Ta
    穩(wěn)定運行時Tw= Tg+ .Tf
    減速制動時Tw= Tg+ Tf - Ta
    計算液壓馬達載荷轉(zhuǎn)矩T時還要考慮液壓馬達的機械效率ηm(ηm =0.9～0.99)。
    T= Tw/ηm
根據(jù)液壓缸或液壓馬達各階段的載荷，繪制出執(zhí)行元件的載荷循環(huán)圖，以便進一步選擇系統(tǒng)工作壓力和確定其他有關參數(shù)。
2.2.2初選系統(tǒng)工作壓力
    壓力的選擇要根據(jù)載荷大小和設備類型而定。還要考慮執(zhí)行元件的裝配空間、經(jīng)濟條件及元件供應情況等的限制。在載荷一定的情況下，工作壓力低，勢必要加大執(zhí)行元件的結(jié)構(gòu)尺寸，對某些設備來說，尺寸要受到限制，從材料消耗角度看也不經(jīng)濟；反之，壓力選得太高，對泵、缸、閥等元件的材質(zhì)、密封、制造精度也要求很高，必然要提高設備成本。一般來說，對于固定的尺寸不太受限的設備，壓力可以選低一些，行走機械重載設備壓力要選得高一些。具體選擇可參考表2.2-2和表2.2-3。
表2.2-2按載荷選擇工作壓力
載荷/kN
<5
5～10
10～20
20～30
30～50
>50
工作壓力/MPa
<0.8～1
1.5～2
2.5～3
3～4
4～5
≥5
表2.2-3各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力
機械類型
機    床
農(nóng)業(yè)機械
小型工程機械
建筑機械
液壓鑿巖機
液壓機
大中型挖掘機
重型機械
起重運輸機械
磨  床
組合機床
龍門刨床
拉床
工作壓力/MPa
O．8～2
3～5
2～8
8～10
10～18
20～32
2.2.3計算液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸和液壓馬達的排量
    (1)計算液壓缸的主要結(jié)構(gòu)尺寸
    液壓缸主要設計參數(shù)見圖2.2-2。圖a為液壓缸活塞桿工作在受壓狀態(tài)，圖b為活塞桿工作在受拉狀態(tài)。
a)
b)
圖2.2-2液壓缸主要設計參數(shù)
    活塞桿受壓時
    F=Fw/ηm= p1A1 - P2A2
    活塞桿受拉時
    F=Fw/ηm=p1A2 - P2A1
式中  A1=πD2/4——無桿腔活塞有效作用面積(m2)；
A2=π/4(D2-d2)——有桿腔活塞有效作用面積(m2)；
P1——液壓缸工作腔壓力(Pa)；
P2——液壓缸回油腔壓力(Pa)，即背壓力。其值根據(jù)回路的具體情況而定，初算時可參照表2.2-4取值。差動連接時要另行考慮；
D——活塞直徑(m)；
d——活塞桿直徑(m)。
表2.2-4執(zhí)行元件背壓力
系統(tǒng)類型
背壓力/MPa
簡單系統(tǒng)或輕載節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)
0.2—0.5
回油路帶調(diào)速閥的系統(tǒng)
0.4—0.6
回油路設置有背壓閥的系統(tǒng)
0.5—1.5
用補油泵的閉式回路
0.8—1.5
回油路較復雜的工程機械
1.2～3
回油路較短，且直接回油箱
可忽略不計
    一般，液壓缸在受壓狀態(tài)下工作，其活塞面積為
    A1=（F+P2A2）/P1
    運用上式須事先確定A1與A2的關系，或是活塞桿徑d與活塞直徑D的關系，令桿徑比φ=d/D，其比值可按表2.2-5和表2.2-6選取。
表2.2-5按工作壓力選取d/D
工作壓力/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按速比要求確定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-無桿腔進油時活塞運動速度；
        V2-有桿腔進油時活塞運動速度。
    D=√{4F/π[P1-P2(1-φ2)]}
    采用差動連接時，V1／V2=（D2一d2）/d2。如要求往返速度相同時，應取d= 0.71D。
    對行程與活塞桿直徑比l/d >10的受壓柱塞或活塞桿，還要做壓桿穩(wěn)定性驗算。
    當工作速度很低時，還須按最低速度要求驗算液壓缸尺寸
    A≥旦 Qmin/Vmin
式中   A——液壓缸有效工作面積(m2)；
    Qmin——系統(tǒng)最小穩(wěn)定流量(m3/s)，在節(jié)流調(diào)速中取決于回路中所設調(diào)速閥或節(jié)流閥的最小穩(wěn)定流量。容積調(diào)速中決定于變量泵的最小穩(wěn)定流量。
    Vmin——運動機構(gòu)要求的最小工作速度(m/s)。
    如果液壓缸的有效工作面積A不能滿足最低穩(wěn)定速度的要求，則應按最低穩(wěn)定速度確定液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸。
    另外，如果執(zhí)行元件安裝尺寸受到限制，液壓缸的缸徑及活塞桿的直徑須事先確定時，可按載荷的要求和液壓缸的結(jié)構(gòu)尺寸來確定系統(tǒng)的工作壓力。
    液壓缸直徑D和活塞桿直徑d的計算值要按國標規(guī)定的液壓缸的有關標準進行圓整。如與標準液壓缸參數(shù)相近，最好選用國產(chǎn)標準液壓缸，免于自行設計加工。常用液壓缸內(nèi)徑及活塞桿直徑見表
2.2-7和表2.2-8。
表2.2-7常用液壓缸內(nèi)徑D(mm)
40
125
50
140
63
160
80
180
90
200
100
220
110
250
表2.2-8活塞桿直徑d  (mm)
速比
缸    徑
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    徑
125
140
160
180
200
220
250
1. 46
2
70
90
80
100
90
110
100
125
110
140
125
140
    (2)計算液壓馬達的排量
    液壓馬達的排量為
    Q=2πT/Δp
式中     T——液壓馬達的載荷轉(zhuǎn)矩(N*m)；
Δp=p1- P2——液壓馬達的進出口壓差(Pa)。
    液壓馬達的排量也應滿足最低轉(zhuǎn)速要求
    q≥Qmin/nmin
式中  Qmin——通過液壓馬達的最小流量；
      nmin——液壓馬達工作時的最低轉(zhuǎn)速。
2.2.4計算液壓缸或液壓馬達所需流量
    (1)液壓缸工作時所需流量
    Q= Av
式中 A-液壓缸有效作用面積(m2)；
     v-活塞與缸體的相對速度( m/s)。
    (2)液壓馬達的流量
    Q= qnm
式中 q-液壓馬達排量( m3/r)；
nm-液壓馬達的轉(zhuǎn)速( r/s)。
2.2.5繪制液壓系統(tǒng)工況圖
    工況圖包括壓力循環(huán)圖、流量循環(huán)圖和功率循環(huán)圖。它們是調(diào)整系統(tǒng)參數(shù)、選擇液壓泵、閥等元件的依據(jù)。
    1)壓力循環(huán)圖-( p-t)圖通過最后確定的液壓執(zhí)行元件的結(jié)構(gòu)尺寸，再根據(jù)實際載荷的大小，，倒求出液壓執(zhí)行元件在其動作循環(huán)各階段的工作壓力，然后把它們繪制成( p-t)圖。

    2)流量循環(huán)圖- (Q-t)圖根據(jù)已確定的液壓缸有效工作面積或液壓馬達的排量，一結(jié)合其運動速度算出它在工作循環(huán)中每一階段的實際流量，把它繪制成( Q-t)圖。若系統(tǒng)中有多個液壓執(zhí)行元件同時工作，要把各自的流量圖疊加起來繪出總的流量循環(huán)圖。

3)功率循環(huán)圖- (P-t)圖  繪出壓力循環(huán)圖和總流量循環(huán)圖后，根據(jù)P= pQ，即可繪出系統(tǒng)的功率循環(huán)圖。


本文標題：設計液壓系統(tǒng)的常識

分類：液壓行業(yè)知識
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