液压传动课程设计任务书课件

1、液压传动技术   课程设计书  液压系统的设计是整机设计的重要组成部分,主要任务是综合运用前面各章的基础知识,学习液压系统的设计步骤、内容和方法。通过学习，能根据工作要求确定液压系统的主要参数、系统原理图，能进行必要的设计计算，合理地选择和确定液压元件，对所设计的液压系统性能进行校验算，为进一步进行液压系统结构设计打下基础。液压系统的设计步骤和内容大致如下：(1)明确设计要求，进行工况分析；(2)确定液压系统的主要性能参数；(3)拟订液压系统原理图；(4)计算和选择液压元件；(5)验算液压系统的性能；(6)液压缸设计；（7）绘制工作图，编写技术文件，并提

2、出电气控制系统的设计任务书。以上步骤中各项工作内容有时是互相穿插、交叉进行的。对某些复杂的问题，需要进行多次反复才能最后确定。在设计某些较简单的液压系统时，有些步骤可合并和简化处理。1明确设计要求，进行工况分析1.1明确设计要求对液压系统的设计要求是设计液压系统的依据，设计前必须将它搞清楚。明确设计要求往往从以下几个方面考虑：1.1.1主机的概况了解一般液压系统是为主机配套的，因此明确设计要求一般应从了解主机开始。了解主机概况一般从以下几方面着手：1. 主机的用途、总体布局、主要结构，主机对液压装置的位置和空间尺寸的限制。2. 主机的工艺流程或工作循环、技术参数与性能要求。3. 作业环境与条件

3、等。1.1.2明确主机对液压系统提出的任务和要求1. 主机要求液压系统完成的动作和功能，执行元件的运动方式（转动、移动或摆动）、动作循环及其工作范围。2. 外界负载大小、性质及变化范围，执行元件运动速度大小及变化范围。3. 各液压执行元件的动作顺序、转换及互锁要求。4. 对液压系统的工作性能方面的要求，如运动平稳性、定位和转换精度、停留时间、自动化程度、工作效率、噪声等方面的要求，对于高精度、高生产率的自动化主机，不仅会对液压系统提出静态性能指标，往往还会提出动态性能指标。1.1.3明确其它要求1. 明确液压系统的工作条件和环境条件，如环境的温度、湿度、污染和振动冲击情况。有无腐蚀性和易燃性物

4、质存在，这牵涉到液压元件和工作介质的选用，也牵涉到所需采用的防护措施等。2）对液压系统的重量、外形尺寸、经济性等方面的要求。1.2工况分析工况分析就是要分析执行元件在整个工作过程中速度和负载的变化规律，求出工作循环中各动作阶段的速度和负载的大小，画出速度图和负载图（简单系统可不画）。从这两张图中可以方便地看出系统对液压执行元件作用的负载和速度的要求及它们的变化范围，还可方便地确定最大负载值、最大速度值，以及它们所在的工作阶段，这是确定液压系统方案、确定液压系统性能参数和执行元件结构参数的主要依据。1.2.1速度分析速度图图1  机床进给油缸的动作循环和速度图速度分析就是对执

5、行元件在整个工作循环中各阶段所要求的速度进行分析，速度图即是用图形将这种分析结果表示出来的图形。速度图一般用速度时间（vt）或速度位移（vl）曲线表示。图1（a）为一机床进给油缸的动作循环图例，及图1（b）是其相应的速度图例。 1.2.2负载分析与负载图负载分析就是对执行元件在整个工作循环中各阶段所要求克服的负载大小及其性质进行分析，负载图即是用图形将这种分析结果表示出来的图形。负载图一般用负载时间（Ft）或负载位移（Fl）曲线表示。1. 液压缸的负载分析液压缸在做直线往复运动时，要克服以下负载：工作负载、摩擦负载阻力、惯性阻力、重力、密封阻力和背压力。前四种属于外负载，后两种属于内

6、负载。在不同的动作阶段，负载的类型和大小是不同的。下面分别予以讨论。1. 启动阶段启动阶段的液压缸活塞或缸体及其与它们相连的运动部件处于要动而未动状态，其负载F由以下2项组成（1）式中Ffs静摩擦力；Fn作用在摩擦面（如导轨面或支承面）上的正压力；fs摩擦面的静摩擦系数，其数值与润滑条件、导轨的种类和材料有关（见表1）；FG垂直或倾斜放置的运动工作部件重量在油缸运动方向的分量，工作部件向上运动时为正负载，向下运动时为负负载。若工作部件是水平放置时，则FG=0。(2)加速阶段加速阶段的液压缸活塞或缸体及其与它们相连的运动部件从速度为零到恒速（一般为非工作阶段的快速运动）阶段，这时的负载F由下式计

7、算（2）式中Ffd动摩擦力;fd动摩擦系数(见表1)；Fm惯性阻力,这是液压缸活塞或缸体及其与它们相连的运动部件在加速（或制动减速）过程中得到惯性阻力,其值可按牛顿第二定律求出，加速时阻力为正，制动减速时为负；v速度的改变量，即恒速值；t启动或制动时间，机床一般取t=0.010.5s，轻载低速运动部件取小值，重载高速运动部件取大值。行走机械可取v/t=0.51.5m/s2；G运动部件的重量；g重力加速度。表1导轨摩擦系数导轨种类导轨材料工作状态摩擦系数  滑动导轨 铸铁对铸铁 启动0.160.2低速运动（v<10m/min）0.10.12高速运动（

8、v>10m/min）0.050.08自润滑尼龙低速中载(也可润滑)0.12金属兼复合材料 0.0420.15滚动导轨铸铁导轨+滚珠(柱) 00050.02淬火钢导轨+滚珠(柱) 0.0030.006静压导轨铸铁 0.005气浮导轨铸铁、钢或大理石 0.0013. 恒速阶段该阶段负载由下式决定(3)式中FL工作负载，如切削力等。其方向与液压缸运动方向相反时取正值，相同时取负值。在非工作行程(如快进)时取FL=0.4. 制动阶段该阶段负载由下式决定(4)因制动时是减速，因此惯性力Fm为负值。上述四个动作阶段，在液压缸的反向运动中，也都存在，只

9、是在快退过程中不存在工作行程，因此整个快退恒速阶段取FL=0。以上计算均是计算液压缸的外负载，要计算液压缸的总负载力，还应计算液压缸的内负载力，即密封阻力和运动的背压阻力。前者是指密封装置零件在相对运动中产生的密封摩擦力,其值与密封装置的结构类型、液压缸的制造质量和工作压力有关，具体计算比较繁琐，一般在初步计算中都将其考虑在液压缸的机械效率（m）中。后者是指液压缸回油腔的背压阻力，它是由回油管路上的液压阻力决定的。在系统方案与结构尚未确定前，它是无法计算的。在液压缸尺寸已知的情况下，可根据表2所示的经验数据进行估算。一般可先忽略不计，待系统回路和液压执行元件结构尺寸确定时再将其计算进去。根据上

10、述各阶段得到负载及其所经历的移动行程（或时间），便可归纳绘出液压缸的负载图（F-l图或F-t图），如图2所示为一机床进给系统的负载图例。图中的最大负载值将是初选液压缸工作压力和确定液压缸结构参数时的依据。表2液压系统中背压力的经验数据系统类型背压/MPa 中、低压系统（08MPa） 简单系统和一般轻载的节流调速系统0.20.5回油路带调速阀的节流调速系统0.50.8回油路带背压阀0.51.5采用带补油泵的闭式回路0.81.5中、高压系统（816MPa）同上比中、低压系统高（50100）%高压系统（1632MPa）如锻压机械系统初算时背压可忽略不计  &#

11、160; 图2  液压缸负载图 1.2.3液压马达的负载分析当系统以液压马达作为执行元件时，应计算各阶段折算到液压马达轴上的总负载转矩T。这负载转矩应包含三项之和：TL工作负载折算到马达轴上的等效转矩，Tf执行机构上的摩擦力（力矩）折算到马达轴上的等效转矩，Tm执行机构、传动机构、液压马达轴等在启动和制动时折算到马达轴上的等效惯性力矩。即（5）将式（1）（4）中的力的计算换成相应的力矩的计算式，即可得到液压马达在各个动作阶段的负载力矩计算式，并可画出相应的负载转矩图。2液压系统主要性能参数的确定这里，液压系统的主要性能参数是指液压执行元件的工作压力p和最

12、大流量，它们均与执行元件的结构参数（即液压缸的有效工作面积或液压马达的排量）有关。液压执行元件的工作压力和最大流量是计算与选择液压元件、原动机（电机），进行液压系统设计的主要依据。2.1液压执行元件工作压力的确定液压执行元件的工作压力是指液压执行元件的输入压力。在确定液压执行元件的结构尺寸时，一般要先选择好液压执行元件的工作压力。工作压力选得低，执行元件的尺寸则大，整个液压系统所需的流量和结构尺寸也会变大，但液压元件的制造精度、密封要求与维护要求将会降低。压力选得愈高，结果则相反。因此执行元件的工作压力的选取将直接关系到液压系统的结构大小、成本高低和使用可靠性等多方面的因素。一般可根据最大负载

13、参考表3选取，也可根据设备的类型参考表4选取。随着目前材质生产水平和液压技术水平的提高，液压系统的工作压力有向高压化发展的趋势，这也是符合经济发展规律的。表3不同负载条件下的工作压力负载F/N<5000500010000100002000020000300003000050000>50000液压缸工作压力/MPa<0.811.522.53344557 表4常用液压设备工作压力设备类型机床农业机械小型工程机械液压机挖掘机重型机械启重机械 磨床车、铣、刨床 组合机床拉床龙门刨床工作压力/MPa0822435<1010152032 &#

14、160;      2.2液压执行元件主要结构参数的确定图3  液压缸参数确定简图图（6）要确定液压执行元件的最大流量，必须先确定执行元件的结构参数。这里主要指液压缸的有效工作面积A1、A2及活塞直径D、活塞杆直径d。液压执行元件的结构参数首先应满足所要克服的最大负载和速度的要求。例如图3所示一单杆活塞缸，其无杆腔和有杆腔的有效作用面积分别为A1和A2，当最大负载为Fmax时的进、回油腔压力分别为p1和p2，这时活塞上的力平衡方程应为这样就有（7）式中，A2/A1一般由快速进、退速度比与回路结构有关。例如当快进时是

15、液压缸的无杆腔进油、有杆腔回油，而快退时是有杆腔进油、无杆腔回油，快进、快退时的流量Q均相同（一般为泵的最大供油流量），这时快速进、退的速度比v1/v2为（8）即这时的液压缸两腔的面积比由快速进、退的速度比v确定。当快进时采用差动连接液压回路，快退时采用有杆腔进油、无杆腔回油，并且要求快速进、退速度相等时，则应使A2/A1=1/2。当A1求出后，由A1=D2/4求出相应的活塞直径(即缸筒内径)D，并按国家标准就近圆整成标准值。活塞杆直径d可由速度比v或A2/A1的关系确定，对于采用差动连接快进液压回路，快退时采用有杆腔进油、无杆腔回油，并且要求快速进、退速度相等时，由算出。对于往复运动速度无要

16、求的液压缸，d可根据其工作时受力情况按表5选取计算。算出的d同样要就近圆整成标准数值。表5按活塞杆受力情况选取活塞杆直径活塞杆受力情况工作压力p/MPa活塞杆直径d受拉-d=(0.30.5)D受压及拉P5d=(0.50.55)D受压及拉5<p7d=(0.60.7)D受压及拉p>7d=0.7D在D、d圆整后，应由式A1=D2/4和A2=(D2-d2)/4重新求出A1和A2。则此时液压缸两腔的有效工作面积A1、A2已初步确定。液压缸两腔的有效工作面积除了要满足最大负载和速度要求外，还需满足系统中流量控制阀最小稳定流量Qvmin的要求，以满足系统的最低速度vmin要求。因此还需对液压缸的

17、有效工作面积A1（或A2）进行验算。即（9）式中Qvmin可由阀的产品样本中查得。若经验算D、d不满足式（9-11），则需重新修改计算D、d、A1、A2，直至满足式（11）为止，才算最后确定液压缸的有效工作面积。 2.3液压马达的排量计算与选择当执行元件是液压马达时，它要克服的负载是转矩，它的主要结构参数是排量。液压马达的排量qM也是根据最大负载转矩Tmax来确定的，即(10)式中p液压马达的工作压力，即进油压力；p0液压马达的回油腔压力，即背压，可参表9-2选取，有的马达对背压有特殊要求，可按要求定；Mm液压马达的机械效率。对于采用流量阀的节流调速系统，必要时也需按最低转速nmin

18、验算排量，即排量qM应满足下式；（11）2.4液压执行元件的主要性能参数的确定与工况图图4  执行元件的工况图 这里主要是根据主机的工作循环，结合不同阶段的工作回路，算出不同阶段中液压执行元件的实际工作压力、流量和功率，然后将它们整理成液压执行元件的工况图。液压执行元件的工况图主要包括压力循环p-t图(或p-l图)、流量循环Q-t图（或Q-l图）与功率循环N-t图（或N-l图）。如图4所示。当系统为多液压执行元件时，其工况图应是各个执行元件工况图的综合。液压执行元件的工况图对进一步设计和修改系统是非常重要的，它的作用主要有以下两个方面2.4.1工况图中的最大压力和

19、最大流量将直接影响液压泵和液压控制阀等液压元件的最大压力和流量，因此它是选择电动机、液压元件（包括液压泵、液压控制元件和辅助元件）的原始依据。2.4.2工况图中不同阶段的压力和流量变化情况是液压回路选择的依据。例如工况图中反映整个工作循环中流量、压力变化较大，而且高压小流量的时间占得比例较大，这样在较大功率时采用单定量泵供油就不太合适，可以考虑一大一小的双联泵供油或限压式变量泵供油等方案。当然工况图所确定的液压系统的主要参数量也反映了原来考虑的回路和参数设计的合理性，它是进一步修改系统和系统参数的依据。 3拟订液压系统原理图拟订液压系统原理图是液压系统设计工作中关键的一步。它将影响到

20、系统的性能与设计方案的经济性、合理性。一般方法是先根据主机工作部件的运动要求，确定液压执行元件的类型，然后是根据动作和性能要求，选择并拟订液压基本回路，最后将各个基本回路组合成一个完整的液压系统。3.1确定液压执行元件的类型在拟订液压系统原理图时，首先要根据主机运动部件的运动要求来确定液压执行元件的类型。一般来说，对于直线往复运动，可选用液压缸；对于连续回转运动，可选用液压马达，对于摆动运动，可采用摆动液压缸。但在选择液压执行元件类型时，除了对运动形式要求外，还应注意其运动范围和性能要求，注意运动形式还可通过适当的机械机构进行转换。例如长行程的往复运动，采用一般的活塞式液压缸就不合适了，可以采

21、用柱塞式液压缸，也可采用液压马达通过齿轮齿条机构、链轮链条机构或螺母螺杆机构驱动实现，对于有限角度的连续回转运动，可采用液压缸通过齿条齿轮机构或棘爪棘轮机构，配合超越离合器等动作来驱动实现。具体采用何种类型的执行元件，配何种机械机构实现主机所要求的运动要全面考虑主机的安装条件、制造条件和经济性等因素。3.2选择液压基本回路在确定了液压执行元件后，要根据设备的工作特点及设计要求选择基本回路。首先要选择对主机性能起决定性影响的主要回路。例如机床液压系统，调速回路是系统的核心；压力机液压系统，调压回路是主要回路等。然后再考虑其它功能回路。如快速运动回路与速度换接回路、压力控制回路、换向回路、多缸动作

22、回路等。在选择各基本回路时，要仔细研究系统的设计要求，进行考虑。例如系统有垂直运动部件时，要考虑平衡回路；有多个执行元件时，要根据系统要求，考虑采用相应的顺序动作、同步，互不干扰回路等。同时也要考虑节能、减少发热、减少冲击、保证动作的换接方式和精度等问题。选择回路时可能有多种方案，这时需要反复对比。还应多参考或吸收同类设备液压系统中回路选择的成熟经验。3.3液压系统的综合在选定了各种满足系统要求的液压基本回路后，就可进行液压系统合成工作。也就是将各基本回路放在一起，进行归并、整理。必要时再增加一些液压元件和辅助油路，使之成为完整的液压系统。在进行这项工作时必须注意以下几点：1. 最后综合出来的

23、液压系统应保证其工作循环中的每个动作都安全可靠，无互相干扰；2. 尽可能省去不必要的元件，以简化系统结构；3. 尽可能提高系统效率，防止系统过热；4. 尽可能是系统经济、合理，便于维修检测；5. 尽可能采用标准元件，减少自行设计的专用元件。 4计算和选择液压元件液压元件的计算是计算该元件在整个工作循环中所承受的最高压力和通过的流量，以便选择和确定元件的型号与规格，以便对系统进行进一步的性能验算和结构设计。4.1液压泵和电机型号与规格的选择4.1.1液压泵的计算和选择1. 确定液压泵的最大工作压力液压泵的最大工作压力pp可按下式计算（12）式中p1max执行元件进油腔的最大工作压力，可

24、从工况图中找到；p1与执行元件最大工作压力同一工况下进油路上的总压力损失，它包括沿程压力损失和局部压力损失。在此只能先按经验资料估计：一般节流调速和管路较简单的系统取p1=0.20.5MPa,进油路上有调速阀或管路复杂的系统取p1=0.51.5MPa。2. 液压泵供油流量Qp的计算液压泵供油流量Qp必须大于或等于同时工作的执行元件流量之和的最大值（Qi）max与回路泄漏量之和，可用下式表示：（13）式中Qi工作循环中某一执行元件在第i个动作阶段所需的流量；K回路的泄漏折算系数，K=1.11.3。对于节流调速系统，若最大流量点处于调速状态，则在泵的供油量中还要增加溢流阀稳压时的最小溢流量3L/m

25、in。对于蓄能器作辅助能源供油的系统，泵的流量按一个工作循环中液压执行元件的平均流量估计。3. 选择液压泵的规格在参照产品样本选取液压液压泵的规格时，泵的额定压力应选得比上述最大工作压力高20%60%，以便留有一定的压力储备；额定流量则只须满足上述最大流量即可。4.1.2确定液压泵驱动电机选择电动机的主要依据是电动机功率，但要注意电动机的转速应与所选液压泵规定转速范围和所需流量相适应。在确定电动机功率时，应考虑实际工况的差异。当整个工作循环中，泵的功率变化较小，或者功率变化虽然较大，但大功率持续时间较长，可根据泵的最大功率点来选择电动机。电动机的功率Np可按下式计算：（13）式中，（ppQp）

26、max为液压泵输出压力与输出流量乘积的最大值，即液压泵的最大输出功率。其中的pp与Qp可以利用液压执行元件的工况图查处最大功率点，然后根据该点所对应的执行元件的工作压力p1和流量Q1，利用式（14）和式（15）计算求得。式（16）中的p为液压泵的总效率，初算时可按表6选取。泵的规格大时取大值，反之取小值。变量泵取小值，定量泵取大值。当泵的工作压力只有其额定压力的10%15%时，泵的总效率显著下降，有时只达50%，变量泵流量为其公称流量的1/4或1/3以下时，其容积效率明显下降，计算时应予以注意。表6液压泵的总效率液压泵类型齿轮泵叶片泵柱塞泵螺杆泵总效率0.60.70.60.750.80.850

27、.650.8当整个工作循环中泵的功率变化较大，并且最大功率持续时间很短，如按式（16）计算结果选电动机，功率将较大，不经济。此时可利用一般电动机允许短时间具有25%的超载能力，先按下式计算出整个工作循环中各阶段所需的功率：（14）式中Npi整个工作循环中，第i阶段液压泵所需功率；ppi第i阶段液压泵的工作压力；Qpi第i阶段液压泵的输出流量。然后用下式计算泵所需的平均功率（15）式中ti整个工作循环中，第i阶段持续的时间；n整个工作循环阶段数；T整个工作循环周期（时间）。求出电动机的平均功率后，还应与式（17）计算出的电动机的各阶段功率相比较，如果各阶段泵所需功率,就可按此平均功率选.取电动机

28、。在确定了电动机的功率和转速后，还应考虑电动机的性能及安装连接形式，才能完全确定电动机的型号与规格。4.2液压阀的选择液压阀的规格主要是根据系统的最高工作压力和通过该阀的最大实际流量从产品样本中选取的。一般要求所选阀的额定压力要大于系统的最高工作压力，选阀的额定流量要大于通过该阀的最大实际流量。如果通过阀的流量超过所选阀的额定流量的20%，将会引起过大的压力损失、发热、噪声及阀的性能下降。具体的讲，选择压力阀时应考虑调压范围、流量变化范围及此范围内的压力平稳性等；选择流量阀时主要应考虑流量调节范围、最小稳定流量、阀的最高工作压力、阀的最小压差、阀对压差和温度变化的补偿作用、工作介质的清洁度要求

29、等；在选择方向控制阀时，除了考虑压力、流量外，还应考虑其中位机能、换向频率、阀口的压力损失和内泄漏大小等。此外，在选择阀时还应注意结构形式、压力等级、连接方式、集成方式及操纵方式等。 4.3液压辅件的选择4.3.1确定液压管道尺寸液压管道的尺寸的确定，可参阅第六章。在实际设计中，管道尺寸、管接头尺寸常选得与液压阀等液压元件的接口尺寸相一致，这样可使管接头和管道的选择简单。4.3.2确定油箱的有效容量为了使油液有足够的容积进行热交换，油箱要有足够的有效容量（油面高度为油箱高度80%的容量），油箱的有效容量应根据液压系统的发热、散热平衡的原则来计算，但一般油箱的有效容量V可按下面推荐数值

30、估取：低压系统（p<2.5MPa），V=（24）Qp；中压系统（p<6.3MPa），V=（57）Qp；中高压系统（p2.5MPa），V=（6-12）Qp。式中的Qp为液压泵每分钟输出的油液体积值。中压以上系统（如工程、建筑机械等液压系统）都带有散热装置，其油箱容量可适当减少。按以上式子确定油箱容积，在一般情况下都能保证正常工作。但在功率较大而又连续工作的工况下，需经发热量验算后确定。4.3.3滤油器、蓄能器等的选用滤油器、蓄能器等可按第六章有关原则选用。5液压系统的性能验算液压系统设计初步完成后，应对系统得到技术性能指标进行一些必要的验算，以便初步判断设计的质量。或从几个方案中评选

31、出最好的设计方案来。然而由于影响系统性能的因素较多且较复杂，加上具体得到液压装置尚未设计出来，所以现在的验算工作只能是采用一些简化公式近似估算。如果有经过生产实践考验的同类型系统，这项工作可省略。液压系统性能验算的项目很多，常见的有系统的压力损失验算和发热温升验算。5.1液压系统的压力损失验算在前面确定液压泵的最高工作压力、执行元件的参数确定时均提及过压力损失，当时由于系统没有完全设计完毕，元件、管道等设置也没有确定，因此只能作粗略的估算。现在元件、管道、安装形式均已基本确定，所以需要验算一下系统各部分的压力损失，看其是否在前述假设的范围内，借此可较准确的确定泵和系统各处的工作压力，以较准确的

32、调节变量泵、溢流阀和各种压力阀。保证系统的正常工作，并达到所要求的工作性能。如果计算结果与原假设得到压力损失相差过大，以使系统无法正确调整，保证系统正常工作，则应对原设计进行修正。当系统执行元件为液压缸时，由式（6）和式（14）可得液压泵的最大工作压力pp应满足       （16）式中，p1、p2分别为液压缸进、回油管路的总压力损失。同理，系统执行元件为液压马达时，液压泵的最大工作压力pp应满足       （17）式中，T为液压马达轴上的总外负载转矩，

33、Mm为液压马达的机械效率，qM为液压马达的排量，p1、p2分别为液压马达进、回油管路的总压力损失。从式（16）和式（17）可以看出，如果液压执行元件的进、回油管路的总压力损失能较准确地计算出来，就能较准确的确定出液压泵的最大工作压力pp。若计算出的液压泵的最大工作压力pp小于泵额定压力的75%，泵有一定的储备压力，就能保证系统的可靠工作。否则就应选用额定压力较高的液压泵，或调整系统的其他设计参数。这里，管路中的总压力损失p按计算方法的不同，可分为管道内总沿程损失pl、液流通过管道内变截面管道、弯管等局部地区所造成的总局部压力损失p和液流通过阀类元件的总局部压力损失pv.三部分组成。即（18）上

34、式中各项损失可以按第二章的有关公式进行估算。在实际中，一般只对长管道的pl、按下式进行计算（19）式中油液的运动粘度（m2/s）；Q管道中通过的流量（L/min）；l管道长度（m）d管道直径（mm）。局部损失p可按下式计算（20）当通过阀类元件的实际压力损失Qv不是其额定流量Qn时，它的实际压力损失pv.可按下式计算（21）式中，pn为阀在额定流量下的压力损失。在确定压力阀的调整值时，往往要先计算出不同工作阶段不同工况的系统中某一点的压力值，这里要注意各个工作阶段的流量是不同的，需分别计算各阶段的压力损失值，才能正确计算各工作阶段的压力值。 5.2液压系统的发热及温升验算液压系统工作

35、时，各种能量损失最终都转变为热能，使油温升高。油温升高会使油液粘度下降，泄漏增加；油液通过节流元件时的节流特性发生变化，造成系统性能的变化；油温上升，还会加速油液氧化变质。因此系统必须将油温控制在允许的范围内。5.2.1系统产生的发热功率计算系统的发热量要进行准确计算一般很困难，下面介绍一种工程上常用的近似计算方法。液压系统的输入功率与输出功率之差就是系统运行中的能量损失，也就是系统产生的发热功率H。即H=Ni-No（KW）(22)式中Ni系统的输入功率，即液压泵的输入功率，可用Ni=ppqp/p计算，式中符号意义同前；No系统的输出功率，即执行元件的输出功率；对于液压缸No=Fv对于液压马达

36、No=2Tn式中F液压缸的总外负载力；T马达轴上的总外负载力矩；v液压缸的运动速度；n液压马达的转速。若整个工作循环内的功率是变化的，则可按各阶段的发热功率求出系统的平均发热功率，即(KW)（23）式中Nij整个工作循环的第j个阶段系统（液压泵）的输入功率；Noj整个工作循环的第j个阶段系统执行元件的输出功率；tj第j个阶段的持续时间；n整个工作循环的阶段数；T整个工作循环的周期（时间）。 9.5.2.2系统的散热功率计算液压系统中产生的热量，一般可近似认为系统散发的热量全部被油箱散发和吸收。油箱的散热功率H由下式计算（KW）     

37、;     （24）式中T系统温升（°C），T=t2-t1，其中，t1为系统的环境温度（°C），t2为系统达到热平衡后的温度（°C）；A油箱的散热面积(m2)；CT邮箱的散热系数(W/m2°C)，它们的取值见表7表7油箱散热系数散热条件散热系数散热条件散热系数通风很差89风扇冷却23通风良好1517.5循环水冷却1101755.2.3系统温升当液压系统达到热平衡时，系统产生的热功率等于系统的散热功率，即H=H,联系式（27）可得系统的温升T     

38、60;（25）热平衡后的油温         (26)表8给出了各种机械允许的最高温度和温升值。当按上二式计算出的温升和热平衡后油温值超过表中数值时，就要设法增大油箱散热面积或增设冷却装置。表8各种机械的允许最高温度和温升（°C）设备类别正常工作温度最高允许温度油和油箱允许温升数控机床30-55557025一般机床305555703035船舶30608090 3540  机车车辆40607080冶金机械、液压机40708090工程机械、矿山机械50807090

39、60;5.2.4散热面积计算由式（9-28）可计算油箱散热面积A为(m2)           (27)当油箱三个边的比例在1:1:1至1:2:3之间，油箱液面高度为油箱高度的80%，油箱的散热面积可由下式计算(m2)             (28)式中V油箱的有效容积，单位为m3。当系统需要设冷却装置时，冷却器的散热面积Ac可按下式计算（m2） 

40、;     (29)式中Cc散热器的散热系数(kW/m2°C)，由产品样本查得；tm平均温升（°C），；tj1工作介质的进口温度（°C）；tj1工作介质的出口温度（°C）；tw1冷却水（或风）的进口温度（°C）；图5  上置式油箱液压泵站 tw2冷却水（或风）的出口温度（°C）. 6液压站装置的设计对于固定的液压设备，常将液压系统的油箱、动力装置和控制调节装置集中安装成液压站，使装配、调试和维修都比较方便，同时又使液压站上的振动源与主机隔开，减少

41、了液压站中的油温变化对主机精度的影响。这里主要介绍电动机和液压泵组与油箱的安装设计问题和控制阀的集成配置等问题。6.1电动机和液压泵组与油箱的安装设计在常见的液压站中，按照电动机和液压泵组相对油箱的安装位置不同，可以分为上置式、下置式与旁置式三种。如图5所示为上置式油箱液压泵站。上置式油箱液压泵站是将液压泵与电机等装置安装在油箱上盖板上，其结构紧凑，应用十分普遍，尤其是需要经常移动的、泵与电机均不太大的泵站。电机与泵可以立式安装（如图5），也可卧式安装。这种安装方法将动力振动源安置在油箱盖板上，因此油箱体，尤其是盖板要有较好的刚性。如图6所示为旁置式油箱液压泵站。旁置式油箱液压泵站是将液压泵与

42、电机等装置安装在油箱旁边。系统的流量和油箱容量较大时，尤其是一个油箱给多台液压泵供油的场合采用。旁置式油箱液压泵站使油箱内液面高于泵的吸油口，泵的吸油条件较好。设计要注意在泵的吸油口与油箱之间设置一个截止阀，以防止液压泵在维修或拆卸时油箱中油液外流。下置式油箱液压泵站是将液压泵与电机等装置安装在油箱底下。这样可使设备的安装面积减小，也可使泵的吸入能力大为改善。这种安置方式，常常是将油箱架高到使人可以在油箱底下穿越，以便对液压泵的安装和维修。 图6  旁置式油箱液压泵站 6.2电动机与液压泵的装配设计图7  电动机与液压泵组 

43、1. 电动机2. 泵用联轴器3. 液压泵4. 底座5（5）管路附件电动机的安装形式主要有三种：机座带底脚、端盖上无凸缘机构，机座不带低脚、端盖上带大于机座的凸缘机构，机座带底脚、端盖上带大于机座的凸缘机构。如图7所示为底座带底脚、端盖上无凸缘机构，一般用于水平放置。若电动机与液压泵组立式放置则应选用机座不带底脚、端盖上带大于机座的凸缘机构，以便于电机在安装板上的定位与固定。机座带底脚、端盖上带大于机座的凸缘机构用于水平放置的电动机与液压泵组，此时液压泵通过发兰式支架支承在电动机上，利用端盖上的凸缘可方便地在支架上定位。图9  控制阀的集成块式配置 图8 

44、 控制阀的集成板式配置 小功率的电动机与液压泵组可以安装在油箱盖上（上置式），功率较大时需单独安装在专用的平台上（非上置式）。电动机与液压泵组的底座应有足够的强度和刚度，要便于安装和检修。电动机与液压泵组与底座之间最好加弹性防振垫。在在适当的部位设置泄油盘，以防止场地污染。液压泵的传动轴不能承受径向与轴向载荷，与电机轴有很高的同轴度，一般采用弹性联轴器的连接形式。6.3控制阀的集成配置液压控制元件要有适当的连接配置,才能构成系统。连接配置的形式和结构的合理性，关系到液压元件的类型选择，压力损失的大小以及控制操纵的方便性。目前液压控制元件在液压站上的连接配置形式采用集成化的配

45、置。具体有以下三种。6.3.1集成板式图10    叠加阀式配置 集成板式配置方式就是将板式液压控制元件均由螺钉安装在集成板的正面，元件之间的连接油路通过板上的孔与板后面的连接管接头与管道连接形成。也可采用一块厚板，将元件用螺钉安装在厚板的正面，元件之间的连接油路全部由板内加工的孔道形成。只有输入输出的管道用管接头与管道安装在厚板的后面或侧面连出，如图8所示。1. 6.3.2集成块式集成块式配置形式是采用统一截面的多块六方体构成。六方体（集成块）的四周除一面安装通向执行元件的管接头外其余面都可安装板式液压控制阀。元件之间的连接油路由集成块内部孔

46、道形成。块内有统一的公共孔道直通顶部。这公共孔道有公共供油管道P、公共回油管道O、公共泄油管道。这些进、回油管道可通过底板上的管接头连出，如图9所示。这种配置形式的优点除了设计灵活、安装和集中操纵方便外，水平所占面积小，很适合安装在液压站上，得到广泛的应用。6.3.3叠加阀式叠加阀是自成系列的元件。每个叠加阀既起控制作用。又起通道连接作用，因此它不需另外的连接块。只需要用长螺栓将叠加阀叠装在底版上，即可组成所需的液压系统，如图10所示。这种配置形式的优点是：结构紧凑、体积小、质量小、不需要专门设计专用的集成块或集成板，因此也愈来愈受到工程界的欢迎。 7绘制工作图，编写技术文件所设计的

47、液压系统经验算后既可对初步拟订的液压系统进行修改，并绘制正式的系统工作图和编写技术文件。系统工作图包括液压系统原理图，液压缸等非标准元件的装配图、零件图，液压系统装配图。液压系统原理图中除了液压系统回路原理图外，应给出各执行元件的工作循环图，还应附有电磁铁、行程阀动作表和液压元件明细表。在液压元件明细表中应表明各种液压元件的型号、规格、个数和压力流量的调整值。液压系统装配图是液压系统正式安装、施工的图纸，包括液压泵站（包括液压泵、电动机、油箱组件和控制阀集成配置等）的装配图、管路装配图等。管路装配图可以是示意图，也可以是实际结构图。一般只绘制示意图说明管道的走向，但是要表明液压元件、部件的定位

48、和固定方式，注明管道的尺寸（内、外径和长度）、管接头规格，要提出装配技术要求。液压系统装配图也与其它装配图一样，要填写明细表，明细表中的非标准件要编制图号，确定材料、数量等，标准件、要注明代号、标准、数量等，外购件要注明型号规格、数量等。技术文件一般包括：液压系统设计计算说明书，液压系统操作使用说明书，标准件、外购件明细表，非标准件明细表。 8液压缸设计8.1结构初选液压缸的安装形式很多，但大致可分为两类：8.1.1轴线固定类这类安装形式的液压缸在工作时，轴线位置固定不变。机床上的液压缸大多是采用这种安装形式。（1）通用拉杆式在两端缸盖上钻出通孔，用双头螺杆将缸和安装座连接拉紧。一般

49、用于短行程、压力低的液压缸。（2）法兰式用液压缸上的法兰将其固定在机器上。法兰设置在活塞杆端的缸头上，外侧面与机械安装面贴紧，这叫头部外法兰式。由于液压缸工作时反作用力的作用，安装螺栓承受液压力的拉伸作用，因而安装螺栓的直径较大，并且要求强度计算。法兰设置在活塞杆端的缸头上，内侧面与机械安装面贴紧，这叫头部内法兰式。液压缸工作时，安装螺栓受力不大，主要靠安装支承面承受，所以法兰直径较小，结构较紧凑。这种安装形式在固定安装形式中应用得最多。法兰设置在缸的底部，与机械安装面用螺栓紧固，这叫尾部法兰式。这种安装形式使液压缸悬伸，安装长度较大，稳定性差。（3）支座式将液压缸头尾两端的凸缘与支座紧固在一

50、起。支座可置于液压缸左右的径向、切向，也可置于轴向底部的前后端。径向安装时，安装面与活塞杆轴线在同一平面上，液压缸工作时，安装螺栓只承受剪切力；切向和轴向安装时，活塞的轴线与支座底面有一定的距离，安装螺栓既受剪切力，又承受因存在倾翻力矩而产生的弯曲力。切向安装时倾翻力矩比轴向安装时要小一些。对于支座安装形式，GS376683的2.2.2条规定：“支座式液压缸如不采用键或销承受剪切力时，则底脚固定螺栓必须经受全部剪切力而不致引起危险”。8.1.2轴线摆动类液压缸在往复运动时，由于机构的相互作用使其轴线产生摆动，达到调整位置和方向的要求。安装这类液压缸，安装形式也只能采用使其能摆动的铰接方式。工程

51、机械、农业机械、翻斗汽车和船舶甲板机械等所用的液压缸多用这类安装形式。（1）耳轴式将固定在液压缸上的铰轴安装在机械的轴座内，使液压缸轴线能在某个平面内自由摆动。耳轴设置在液压缸头部的叫头部耳轴式。这种安装形式的液压缸，摆动幅度较小，但稳定性较好。耳轴设置在液压缸尾部的尾部耳轴式。这种安装形式的液压缸，摆动幅度较大，但稳定性较差。耳轴设置在液压缸中部的叫中间耳轴式，其摆动幅度和稳定性一般。（2）耳环式将液压缸的耳环与机械上的耳环用销轴连接在一起，使液压缸能在某个平面内自由摆动。耳环在液压缸的尾部，可以是单耳环，也可以是双耳环，还可以做成带关节轴承的单耳环或双耳环。（3）球头式将液压缸尾部的球头与

52、机械上的球座连接在一起，使液压缸能在一定的空间锥角范围内任意摆动。这种安装形式自由度大，但稳定性差。船舶起货吊杆液压缸多用这种形式。应该指出，轴线摆动安装的液压缸往往工作时都是倾斜的，随着活塞杆的逐渐伸出，轴线与水平面的夹角也逐渐变化，其工作出力随着夹角的变化而变化，因此，计算液压缸的有效工作出力时，一定要以夹角处于最小时能推动的负载为依据。8.2局部结构初选根据设计条件，查阅资料确定油缸各零件的结构、材料及联接方式。8.2.1缸筒的结构设计缸筒的两端分别与缸盖相连，构成密闭的压力腔，因而它的结构形式往往和缸盖及缸底密切相关。设计缸筒的结构时，也应该一起加以考虑。缸筒是液压缸的主体，其余零件装

53、配其上，它的结构形式对加工和装配有很大影响，因此其结构必须尽量便于装配、拆卸和维修。缸筒与缸盖、缸底的连接形式很多，不少于60多种，把他们按连接方法分类，大致有以下几种。法兰连接：缸筒端部设计有法兰，用螺栓将其与端盖连接起来。法兰连接结构简单，加工和装拆都很方便，只是外形尺寸和重量都较大。法兰与缸筒为整体式（见图11-a）的多为铸件和铸件缸筒，加工余量较大，浪费材料；焊接法兰式（见图11-b）多为钢质缸筒，将无缝钢管制成的缸筒与法兰焊接在一起，其焊缝要进行强度计算。法兰连接是液压缸中使用最普遍的结构形式。图11缸筒与端盖（或缸底）的连接形式1. 螺钉连接将缸盖用螺钉固定在缸筒端部（见图11-c

54、）。这种连接方式简单，但因缸筒壁薄，需要数量较多的螺钉才能承受液压力。这种方式多用于柱塞液压缸和低压液压缸。2. 外螺纹连接这种方式装拆方便，但需要专用工具。它使缸筒端部结构复杂化，螺纹要与缸筒的内径同心。螺纹对缸筒壁厚尺寸要求不大，很适合无缝钢管做缸筒的液压缸。密封槽一般都设置在缸筒端面或端盖上，以免削弱缸筒强度。为了防止螺纹因冲击震动而松动，往往增加锁紧螺母或紧定螺钉，如图11-d所示。（3）内螺纹连接在缸筒端部加工出内螺纹和退刀槽，虽然会削弱缸筒强度，而且螺纹与缸筒要求同心，但其结构紧凑，外形美观，不易损坏。连接螺纹可以设计在端盖上，也可以用螺纹压圈紧固，如图11-e所示。（4）外卡键连

55、接这种连接的强度好，结构紧凑，重量轻，装拆容易，但缸筒端部要切出卡键槽，使强度有所降低。外卡键一般由两个半环卡键组成，固定卡键可以用卡键帽，如图11-f所示。（5）内卡键连接这种连接方式的优缺点同外卡键差不多，但装拆不便。为了便于装拆，卡键一般由三瓣组成，第三瓣的剖切口平面必须与轴线平行，否则是装不进去的。装配卡键时，端盖外端面不能高出卡键槽，装好卡键后，端盖才能装到位，如图11-g所示。卡键与卡键槽的配合精度要适当，间隙过大，缸筒卡键槽处会因受到冲击而产生剪切破坏。（6）弹性卡圈式弹性卡圈有孔用弹性卡圈和钢丝弹性卡圈两种，如图11-h和图11-i所示。由于它们都是标准件，因此使用方便，装拆容

56、易。但因厚度较薄，只能用于中低压缸筒上。（7）焊接式如图11-j所示，将端盖直接焊在缸筒上，强度高，制造简单，但容易引起焊接变形，维修时需破坏端盖才行。（8）销钉式如图11-k所示，将端盖装入缸筒后，相配钻铰，装上销钉。这种连接方式简单方便，但销钉承受的剪切力较大，要校核强度和销钉数量。（9）拉杆式如图11-l所示，起结构简单，工艺性好，通用性大，但端盖的体积和重量较大，拉杆受力后会拉伸变长，影响密封效果，只适用于中低压液压缸。除了缸筒与缸盖和缸底的结构形式外，安装液压缸时，如结构允许，进出油口位置必须在最上面。液压缸必须装成使其能自动放气或装有方便的放气口。缸筒上的进出油口和排气阀的阀座，一

57、般都焊接在缸筒的最上面，以利于安装和空气的排除。8.2.2缸筒的材料缸筒常用20、35、45号无缝钢管，当缸筒上需要焊接缸底、耳轴或管接头时，多采用35号钢管。在承受的负载很大时，如液压支架中的立柱等，常用低合金无缝钢管，如27SiMn和30CrMnSi等。8.2.3缸底缸底的材料常用35号或45号钢。缸筒采用无缝钢管时，缸底与缸筒多采用焊接结构，它的特点是结构紧凑，加工简单，工作可靠，但容易产生焊接变形。通常缸底上口与缸筒内孔间采用过渡配合，以限制焊接后的变形。除焊接结构外，缸底与缸筒可采用螺纹连接、半环连接和法兰连接等多种连接方式。要根据具体设计要求灵活选择。8.2.4缸盖缸口部分一般由密

58、封圈、导向套、防尘圈和锁紧装置等组成，用作活塞杆的导向和密封等。缸孔和活塞杆直径不同，缸口部分的结构也有所不同，缸盖与缸筒的典型连接结构有，外螺纹连接，它的外径小，质量轻，但结构工艺性较差；内半环连接，内卡环常由三个半环组成，其结构简单而且紧凑，拆装也较方便，但缸壁上的环槽削弱了缸筒的强度；法兰连接，特点是结构简单而且紧凑，拆装和加工容易。缺点是外形和质量都比较大；钢丝连接，这种连接方式的结构最简单、紧凑，已逐渐被推广使用。值得注意的是缸盖与缸筒的连接很少采用焊接结构。缸盖材料一般用35、45号钢锻件。当缸盖兼作导向套时，应采用铸铁并在其工作表面堆焊青铜，黄铜或其它耐磨材料，导向套也可单独制成后压入缸盖内孔。8.2.5缸