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液压系统的设计


第 4 章 液压系统的设计 1 液压传动系统设计 1.1 液压传动系统的设计步骤和内容 液压系统设计流程图见图 4—1。

1.1.1 明确技术要求 设计新的液压系统, 首先要仔细查明机器对液压系统究竟有哪些要求, 要与用户或主机 厂共同讨论,力求定量地掌握这些技术要求,作为设计的出发点和依据。需要掌握的技术要 求可能有: 1.机器的特性 (1)用途及工作目的

。 (2)功能、性能及负载特性 负载种类(恒定负载、变化负载及冲击负载)及大小;运动方 式(直线运动、旋转运动、摆动)及运动量(位移、速度、加速度),惯性力,摩擦力(静摩擦、 动摩擦、粘性摩擦),动作特性、动作时间,精度(定位精度、跟踪精度、同步精度)。 (3)结构 机构、与被驱动部分的连接条件、安装上的限制条件等。 (4)驱动方式 原动机的种类(电动机、内燃机等)、容量(功率、转速、转矩)、稳定性。 (5)控制方式 操作方式(手动、自动)、信号处理方式(继电器、逻辑电路、可编程控制 器、微计算机)。 (6)循环时间 系统中各种执行器的动作顺序、动作时间的相互关系。 2.使用条件 (1)工作时间。 (2)设置场所(室内、室外)。 (3)设置环境 环境温度、湿度(高温、寒带、热带),粉尘种类和浓度(防护、净化等), 腐蚀性气体(所用元件的结构、 材质、 表面处理、 涂覆等), 易爆气体(防爆措施), 机械振动(机 械强度、耐振结构),噪声限制(降低噪声措施)。 (4)维护条件 维护程度与周期,维护人员的技术水平;维护空间、作业性、互换性。

3.适用标准、法规 4.安全性、可靠性 (1)用户在安全性方面有无特殊要求。 (2)明确保用期、保用条件。 5.经济性 不能只考虑投资费用,还要考虑能源消耗、维护保养等运行费用。 1.1.2 系统功能设计 根据技术要求确定执行器的种类、数量、动作顺序和动作条件。根据动作条件拟定驱动执行 器的基本回路。 作为控制执行器的方式, 有用双向变量泵的闭式回路和使用控制阀的开式回 路。当系统中有多个执行器时,要绘制表示动作顺序的顺序图,拟定实现动作顺序的控制回 路。此时如果有同步要求,还耍采用保证必要的同步精度的同步回路。然后再设计液压源回 路。此时要考虑节能、维持液压油液的清洁度、液压油液的温度控制、油箱的油量调节和气 压调节。综合以上驱动回路、控制回路、液压源回路三个部分,即得到总的基本液压系统。 然后再进一步考虑安全性、减小冲击、减小压力脉动、节能、寿命等因素,对此基本系统进 行修改补充,使之臻于完善。 1.确定执行器的种类、数量和动作 执行器是液压系统的输出部分,必须满足机器设备的运动功能、性能的要求及结 构、安装上的限制。根据所要求的负载运动形态,选用不同的执行器配置,见表 4—1。 表 4—1 执行器配置的选择 运动形态 直线运动 执行器配置 液压缸 液压马达+齿轮齿条机构 液压马达+螺旋机构 液压马达 摆动马达 液压缸+连杆机构 液压马达+齿轮机构

旋转运动 摆动

根据执行器的种类和负载重量、位移量、速度、加速度、摩擦力等,经过基本计算,确定所 需的压力、流量。压力可根据受压面积与机械力求出,流量可用移动体积与移动时间的关系 求出。 2.确定系统压力 多数情况下压力可以自由选定。适当提高压力可以降低成本。因此,系统压力有逐渐提高的 趋势,但液压系统的压力受到所用元件的限制。 提高系统压力,可以使响应速度提高、输出力加大、功率密度提高、管路的压力传播速度提 高, 并且不容易发生执行器低速爬行现象。 但是提高压力也带来一些问题, 如元件寿命缩短, 易于发生阀的卡死及自激振荡,液压油易变质,内泄漏加大,油温升高,必须采取措施防止 漏油。 3.确定循环时间 根据生产设备的预定年产量和全年工作日数求出日产量, 再根据机器的能力和每日开机时间 求出单位产量所需时间即循环时间。此循环时间要进一步细分出各执行器的顺序动作时间、 停歇时间等, 要合理地分配循环中各个节拍所需要的时间。 为此要把表示各执行器动作顺序 的顺序图、 表示动作特性的工作图及表示各节拍所需压力流量的压力流量图综合起来, 绘制 出时间图。 如果循环中仅个别节拍需要大流量时,设置作为辅助油源的蓄能器,可以提高系统效率,同

时也降低成本。 4.确定控制方式 执行器的控制方式有泵控制方式和阀控制方式, 泵控制方式采用双向变量泵, 通过控制泵的 流量实现执行器的速度控制, 通过控制泵的出流方向实现执行器的方向控制。 这种方式中每 个执行器需要一个变量泵。 重视能源的经济的场合或者负载惯性大、 起动停止冲击成问题时 可以采用。 阀控制方式中, 用方向控制阀实现执行器的方向控制, 用流量控制阀实现执行器的速度控制。 这种方式应用最广泛, 适用于一个液压源同时驱动多个执行器的场合或者输入信号很复杂而 要求快速响应的场合。 5.设计液压回路 由于设计者的思路、 经验或对所有元件的考虑方法不同, 即使针对同样目的的设计出来的液 压回路也是千差万别的。因此可以拟定几种符合目的的液压回路,再从成本、重量、使用方 便等方面进行对比论证,确定最合适的液压回路。 液压回路包括油压发生回路、执行器控制回路、油液处理回路、其他辅助回路等。无论多么 复杂的液压系统,都则由实现种种功能的基本回路组成的。经过多年的经验积累,已经形成 了许多简便成熟、行之有效的基本回路。 用标准图形符号绘制拟定的液压系统原理图, 并注明压力控制阀、 压力继电器等设定压力和 液压泵或蓄能器工作时各段路的流量,以便后面选定元件和确定管子口径。 (1) 油压发生回路 此回路包括液压泵部分和压力控制部分, 要设计成能在必要的时候最有 效地供给所需要的压力和流量。 液压泵的功率在泵控制方式中根据执行器的最大功率算出, 在阀控制方式中根据各执行器所 需的最大功率算出, 在蓄能器驱动的卖命根据蓄能器的最高工作压力、 一循环中消耗的全部 液量在充液过程中补充所需的泵流量和卸载时间算出。 在实际的工作循环中, 有时低速大负 载、有时高速小负载、有时卸载,可以求出平均功率并据以确定泵的驱动电机的容量。但是 循环中的峰值负载不得超过电动机额定功率的 1。5 倍。 (2)执行器控制回路 执行器控制回路要根据负载特性,适当地控制方向、速度等。 泵控制方式中,在双向变量泵回路上加压力控制回路即可组成执行器控制回路。 阀控制方式中的执行器控制回路,由方向控制回路、速度控制回路、压力控制回路适当组合 而成: 1) 方向控制回路 用方向控制阀来实现执行器动作方向的控制, 掌握方向控制阀的通油时间 来控制执行器的位移量。 调整换向阀的切换时间、设置二速回路、与行程减速阀并用,或者采用比例阀、伺服阀都可 以控制执行器起动、停止时的加速减速特性。 2) 速度控制回路 用流量控制阀来实现执行器速度的控制。 根据负载变化情况和流量精度要 求选定采用节流阀还是调速阀来控制。 考虑对负载方向的适应性, 负载变化对精度的影响及 回路的效率等因素,决定采用进口节流、出口节流还是旁通节流方式。 3)压力控制回路 压力控制回路不仅包括控制执行器输出力(或力矩)的回路,还包括用来 吸收执行器起停时的制动力、外负载引起的冲击力的安全回路。作为输出力控制回路,有用 溢流冷漠限制最高压力的调压回路, 还有用减压阀把某个执行器限制到低于油源压力的压力 的减压回路。制动回路、平衡回路、安全回路等中所用的压力控制阀,有直动式、先导式、 内控式、外控式等各种结构,性能和特性也有多种不同,实际使用时必须十分注意。 (3) 液压油处理回路 液压油处理回路包括进行液压油液污染控制的过滤回路和油液温度控 制回路。在过滤回路中,要根据所用液压元件和液压油的种类确定过滤器的容量,过滤精度 和设置部位。 当环境温度较高或液压装置内部发热较多, 单靠油箱和管路系统自然散热无法

维持与所用元件相适应的温度和精度时,必须设置油冷却器,环境温度过低,液压泵超支困 难时,必须考虑设置加热器或其他暖机运行方式。 (4) 辅助回路 辅助回路包括液压系统维修所需的回路和作为安全措施专门设置的回路。 在 保养维修方面,要考虑测压口、油液取样口、元件拆卸时防止油液外流的措施、易于组成冲 洗回路等,在安全方向,要考虑长期停机时防止自重引起下落的措施,防止误动作的措施, 双重安全措施等。 1.1.3 组成元件的设计 液压回路中所用的元件分类四大类,即能量输入元件,例如泵;控制元件,如阀;能量输出 元件,如马达;辅件,如管子、油箱、接头等。前三类直接参与回路的能量传递功能,辅件 虽不直接参与能量传递, 但是保证和改善回路功能所必须的。 上述元件的选择顺序是执行器 -阀-泵-辅件,但首先要选定液压油液。 1. 选定液压油 油液在液压系统中实现润滑与传递动力的双重功能, 必须根据使用环境和目的慎重造反。 油 液的正确选择保证系统元件的工作与寿命。 系统中工作最繁重的元件是泵和马达, 针对泵和 马达造反的油液也适用于阀。 液压油的种类可按图所示的流程选择。

油液与密封材料的相容性见下表

推荐的油液粘度范围见下表。 泵与马达类型 直轴柱塞式 齿轮式、叶片式、斜轴式 低速大扭矩叶片马达 推荐粘度范围(mm2/S) 40℃下的粘度 32~68 运行粘度 13~54 起动时最高粘度 220 860 110

起动时粘度过度会引起泵气蚀和噪声; 连续工作在较高粘度下会使空气悬浮在油液中, 从而 引起泵、马达的提前失效和阀的冲刷磨损;粘度过低会造成系统效率降低和动力润滑破坏。 不同粘度等级的油液,其精度为表 5 的推荐值时对应的温度见表 6 粘 度 等 级 起动时最高粘度(mm2/s) (40℃以下) 860 220 2 (mm /s) 32 46 68 -12℃ -6℃ 0℃ 6℃ 12℃ 19℃ 运行粘度(mm2/s) 110 14℃ 22℃ 29℃ 54 27℃ 34℃ 42℃ 13 62℃ 71℃ 81℃

2.确定液压执行器 在前面的系统功能设计中,已经确定了执行器的种类、数量和动作。现在要确定具体的 结构形式,规格及安装方式。 (1)液压缸 单作用液压缸仅在靠自重、外负载或弹簧力等机械方式实现回程时才使用, 一般多使用双作用缸。 需要以较短的安装长度来实现很长的工作行程时, 可考虑使用多级伸 缩缸或增设能放大行程的倍增机构(图 4—8)。 缸的行程取决于负载运动距离。 行程较长时需要活塞杆较粗, 可能还要在缸内装有止动 套管,以提高抗纵弯能力。 缸筒的结构,一般机械设备多用拉杆式和螺纹式,冶金工业、锻压机械等的重型缸及 高压大直径缸用焊接式。 安装方式要根据负载特性和运动形式妥善选择,要使液压缸所受载荷沿动作方向而在 径向不受载荷。常用的安装方式见图 4—9。 法兰安装提供高强度的中线支座, 但对找正的要求较高。 可以用有杆端法兰或无仟端法 兰来安装缸, 有杆端法兰比较适合于拉力负载; 水平安装的长缸可能需要亿自由端设置附加 支座以防止下垂(图 4—10)。 中线凸耳沿活塞杆中心线所在平面支承缸体。 这种安装使安装螺栓只受单纯的拉伸或剪 切,不受复合力。要求精确找正,但精确找正后是很牢固的。

耳轴安装使缸可以驱动曲线运动的负载。耳轴通常布置在活塞杆中心线所在平面内, 并且只承受剪切载荷。由于它是—-种铰接安装所以有助于补偿不对正度。 耳环安装的整体式耳环是缸底盖的一部分。由于支点在缸体以外,所以这种安装 的杠杆臂较长。 加长拉杆安装象法兰安装一样也提供中线支座,但刚度较低。 脚架安装由于脚架低于活塞杆的中心线而使缸承受倾翻力矩。应力值高于中线凸耳安 装而刚度较低。 脚架安装式能允许稍大的不对正度。 往往用键或销来承受剪切载荷以便安装 螺栓仅受拉力。 缸内径根据所需缸力 F 和可利用的系统压力 p 来确定。以单杆双作用液压缸为例,其 推力 F1 和拉力 F2 分别为 F1=A1pβ=π D2pβ/4 F2=A2pβ=π (D2-d2)pβ/4 式中 A1 为无杆腔活塞受压面积 A2 为有杆腔活塞受压面积 D 为缸内径 d 为活塞杆外径 F1 为推力 F2 为拉力 p 为工作压力 β考虑滑动部分的阻力、管路及元件的压力损失的系数。惯性力小时取为 0.6~0.8, 惯性力大时取为 0.25~0.35。 根据上式算出受压面积后,再从受压面积表中选出合适的缸内径。

缸速的确定涉及循环时间和缸的行程。 一般推荐的速度范围是 15—300m/s。 缸速 过高时,密封的寿命缩短。速度过低时还容易发生爬行现象,无法平稳地动作。 有些缸带有内装式缓冲装置,以便在活塞接近行程末端时,使活塞逐渐减速,防 止活塞撞击缸头。但是,如果使很大的负载高速动作,则进入缓冲段时产生的冲击压力有时 会使机械装置或液压缸损坏。 当缸速超过 200mm/s 且运动质量较大时,单靠缸内的缓冲装 置无法吸收全部惯性能量,所以还必须考虑液压回路上的减速措施。

油口直径要根据缸速及活塞面积加以确认,油口流速不应超过 7m/s,以免压力损 失过大影响缸的出力。 活塞杆直径必须足够大,以承受负载和缸所施加的应力。活塞杆受拉力时,活塞 杆面积等于活塞受力除以活塞杆屈服强度再乘以安全系数。 但活塞杆受推力时, 必须有足够 的纵弯强度。 当纵弯强度不够面生产较大的挠度时, 由于滑动面的摩擦等引起导向套及活塞 上有较大的偏载荷,造成卡咬、爬行、密封件导常磨损等问题。防止纵向弯曲所需的附加强 度取决于行程及支点连接方式。 密封材料的选择,要考虑材料与油液的相容性、适用温度范围及速度范围。相容 性参见表 4—4。适用温度及速度范围见表 4—8。 表 4—8 密封材料的适用范围 密封材料 丁腈橡胶 聚氨酯橡胶 氟橡胶 高温用丁腈橡胶 温度范围(℃) -10~+85 -10~+85 0~100 -10~+120 速度范围(mm/s) 8~500 8~500 8~300 8~500

(2)液压马达 选定液压马达时要考虑的因素有工作压力、转速范围、堵转扭矩、运行 扭矩、 总效率、容积效率、 滑差特性、 寿命等机械性能及在机械设备上的安装条件、 外观等。 液压马达种类很多,特性显著不同,应针对具体用途选择最合适的马达。典型液压马达的特 性对比见表 4—9。低速场合可以用低速马达,也可以用带减速装置的高速马达。二者在结 构布置、占用空间、成本、效率等方面各有优点,必须仔细论证。 确定了所用液压马达的种类之后,可根据所需要的转速和扭矩从产品系列中选出 能满足需要的若干种规格,然后利用各种规格的特性曲线查出(或算出)相应的压降、流量和 总效率。接下去进行综合技术经济评价来确定某个规格。如果原始成本最重要,则应选择流 量最小的,这样泵、阀、管路等都最小,如果运行成本最重要,则应选择总效率最高的:如 果工作寿命最重要,则应选择压降最小的,也许最佳选择是上述方案的折衷。 需要低速运行的马达,要核对其最低稳定转速。如果缺乏数据,应在有关系统的 所需工况下实际试验后再定取舍。为了在极低转速下平稳运行,马达的泄漏必须恒定,负载 要恒定,要有一定的回油背压(如 0.2~0.5MPa)和至少 35mm2/s 的油液粘度。 表 4-9 典型液压马达的比较 高速马达 齿轮式 额定压力 (MPa) 21 排量(mL/r) 转速(r/min) 总效率(%) 堵转效率(%) 堵转泄漏 污染敏感度 变量能力 4~300 300~5000 75~90 50~85 大 大 不能 叶片式 17.5 25~300 400~3000 75~90 70~85 大 小 困难 柱塞式 35 10~1000 10~5000 85~95 80~90 小 小 可 低速马达 径向柱塞式 21 125~38000 1~500 80~92 75~85 小 小 可

轴承寿命与转速、载荷有关

Lnew = Lref

nref nnew

Lnew pref = Lref Pnew

3.3

式中 Lnew—轴承实际寿命(h) Lref—额定工况下的轴承 B10 寿命(h) nnew—实际转速(r/min) nref—额定转速(r/min) Pnew—实际轴上载荷(N) Pref—额定轴上载荷(N) 根据这些关系,如果转速减半则轴承寿命延长为原来的 2 倍,轴上载荷每减小 10%由 轴承寿命加长 40%。 需要马达带载起动时,要核对堵转扭矩。 用液压马达制动时,例如起重机放重物或静液传动系在溜坡时,马达工作于泵工况。 这时在给定的压降下,制动扭矩与马达的有效扭矩关系如下:

Mbr =

ηhm ) (

Mmot
2

Mbr—制动扭矩 Mmot--马达的有效扭矩 η km—液压机械效率 按上式算出的制动扭矩不得大于马达的最大工作扭矩。 为了防止作为泵工作的制动马达发生气蚀或丧失制动能力,应保证这时马达的“吸油 口”有足够的补油压力。这可以靠闭式回路中的补油泵或开式回路中的背压阀来实现。当液 压马达驱动大惯量负载时, 为了防止停车过程中惯性运动的马达缺油, 应设置与马达并联的 旁通单向阀补油。 需要长时间防止负载运动时,应使用在马达轴上的液压释放机械制动器。 3.确定液压控制阀 选定液压控制阀时,要考虑的因素有压力、流量、工作方式、连接方式、节流特 性、控制性、稳定性、油口尺寸、外形尺寸、重量等,但价格、寿命、维修性等也须考虑。 阀的容量要参考制造厂样本卜的最大流量值及压力损失值来确定。 样本上没有给出压力损失 曲线时,可用额定流量时的压力损失按下式估算其他流量的压力损失。 △p=△pr(Q/Q2)2 式中 △p——流量为 Q 时的压力损失; △pr 一—额定流量 Q,时的压力损失。 另外,如果粘度变化时,要乘以表 4—lo 中给出的系数。 表 4—10 粘度修正系数 运动粘度 (mm2/s) 系数 14 0.93 32 1.11 43 1.19 54 1.26 65 1.32 76 1.37 87 1.41

阀的连接方式如果用板式连接,则更换阀时不用拆卸油管。另外,板式连接的阀 可以装在油路块或集成块上, 使液压装置的整体设计合理化。 控制回路有时要用很多控制阀, 可考虑采用插装式、叠加式等集成式控制阀,集成化有配管少、漏油少、结构紧凑的优点。 螺纹插装阀、叠加阀和盖板插装阀统称为集成式阀。各种集成式阀的适用范围见 图 4—13。

(1)换向阀 换向阀使用时的压力、流量不要超过制造厂样本上的额定压力、额定 流量,否则液压卡紧现象和液动力的影响往往引起动作不良。尤其在液压缸回路中,活塞杆 外伸和内缩时回油流量是不同的。 内缩时回油流量比泵的输出流量还大, 流量放大倍数等于 缸两腔活塞面积之比,要特别汴意。另外还要注意的是,四通阀堵住 A 口或 B 口只用一侧 流动时,额定流量显著减小。压力损失对液压系统的回路效率有很大影响,所以确定阀的通 径时不仅考虑换向阀本身,而且要综合考虑回路中所有阀的压力损失、油路块的内部阻力、 管路阻力等。

电磁阀及电液换向阀中的电磁铁,有直流式、交流式、自整流式、而结构上有干 式和湿式之分。各种电磁铁的吸力特性、励磁电流、最高切换频率、机械强度、冲击电压、 吸合冲击、切换时间等特性不同,必须选用合适的电磁铁。特殊的电磁铁有安全防爆式、耐 压防爆式。而高湿度环境使用时要进行热带处理,高温环境使用时要注意绝缘性。 换向阀的中位滑阀机能关系到执行器停止状态下位置保持的安全性,必须考虑内 泄漏和背压情况,从回路上充分论证。另外,最大流量值随滑阀机能的不同会有很大变化, 应予注意。 换向阀的阀芯形状,影响阀芯开口面积随阀心位移的变化规律、阀的切换时间及 过渡位置时执行器的动作情况,必须认真选择。 换向阀的切换时间,受电磁阀中电磁铁的类型和阀的结构、电液换向阀中控制压 力和控制流量的影响。用节流阀控制流量,可以调整电液换向阀的切换时间。 有些回路里,如在行走设备的液压系统中,用换向阀切换流动并调节流量。选用 这类换向阀时要注意其节流特性,即不同的阀心位移下流量与压降的关系。 (2)单向阀和液控单向阀 单向阀的开启压力取决于内装弹簧的刚度;一般来说为 减小流动阻力可使用开启压力低的单向阀。 但是阀归座迟钝引起逆流时或用于保待电液换向 阀的控制压力或马达背压时,应选用开启压力高的单向阀。过滤器旁通用的单向阀,其开启 压力由滤芯堵塞压力确定。 当流过单向阀的流量远小于额定流量时,单向阀有时会产生振动。流量越小,开启 压力越高,油中含气越多,则越容易振动。 打开液控单向阀所需要的控制压力取决于负载压力、阀芯受压面积及控制活塞的 受压面积。 卸掉控制压力时, 如果阀芯归座迟钝, 则需要研究液控单向阀的背压和开启压力。 外泄式液控单向阀的泄油口必须无压回油,否则会抵消一部分控制压力。 (3)流量控制阀 流量控制阀有节流阀、调速阀、分流集流阀等,这里介绍调速阀 的使用注意事项。 选定流量控制阀时,首先要考虑负载类型。如果系统要移动的是阻力负载,宜采 用进口节流控制回路。出口节流回路宜用于超越负载。有些情况下应采用旁通节流控制,虽

然仅用流量控制处理一部分流量,却能收到节能的效果。 负载压力循环影响阀的选择,负载流量循环则决定系统中哪里和什么时候需要流 量控制阀。例如机床工作台的“工进”阶段需要用调速阀保持稳定流量,"快进"转。工进之 前可以用行程节流阀减速。环境温度变化较大时可能要用带温度补偿的调速阀。 应用场合所需的流量调节精度,应由所选的调速阀在整个调节范围内加以保证。 注意,样本上的精度值一般是针对额定压力、最大流量时的调节精度,实际使用压力、流量 不同时精度也不同。 ; 对流量进行控制需要一定的压差,高精度的流量控制约需 1MPa 的压差。 普通调速阀存在着流量跳动现象,这是因为齐始调节时调速阀中的压力补偿器尚处于 开启位置,全部压降都作用在节流口上,致使流量过大。为了克服它的不良影响,可选用手 调补偿器初始开度的调速阀或带外控关闭功能的调速阀。 . (4)溢流阀 溢流阀有直动式和先导式。一般来说直动式响应较快,宜用作安全阀, 先导式启闭特性较好,宜用作调压阀。 启闭特性是选用溢流阀时要考虑的重娄因素。如果启闭特性太差,则负载压力低于 设定压力时溢流阀开始溢流,随着压力升高溢流量加大,执行器速度减慢,达到设定压力时 执行器停止。因此,执行器速度在负载力大时变得不稳定,回路效率也显著降低。 溢流阀的动态特性是很重要的。 在负载激烈变化下; 希望溢 002 阀既响应快又稳定。 , 直动式响应很快, ;冲击压力较低;但是稳定性比先导式稍差。 溢流阀的调压范围可通过更换调压弹簧改变,但所用的弹簧的设定压力可能改变启 闭特性。先导式溢流阀最低压力为 0.5~1MPa (6)减压阀 启闭特性的变化趋势与溢流阀相反,即通过减压阀的流量加大时二次压力 有所降低。必须注意减压阀设定压力与执行器工作压力的关系。 先导式减压阀的泄油量比其他控制阀多。始终有油液从先导阀流出来,可能多达 1L/min 以上,影响到泵容量的选择。 二次压力的调节范围取决于所用弹簧和通过阀的流量。最低调节压力要保证一次 压力与二次压力之差为 0.3~1MPa。 通过阀的流量远小于额定流量时,容易产生振动或其他不稳定现象。此时要在回 路上采取措施。 (6)顺序阀顺序阀根举装配结构的不同,可以实现不同的回路功能,如溢流阀、顺 序阀和平衡阀的功能。 顺序阀的启闭特性如果太差,则流量较大时一次压力过高,回路效率降低。 启闭特性带有滞环,开启压力低于闭合压力,负载流量变化时应予注意, 开启压力过低的阀,在压力低于设定压力时发生前漏,引起执行器误动作。 通过阀的流量远小于额定流量时,产生振动或其他不稳定现象。此时要在回路上 采取措施; (7)卸荷溢流阀 卸荷溢流阀主要用于装有蓄能器的液压回路中,当蓄能器充液压 力达到阀的设定压力时自动地使液压泵卸荷。 阀中有内装单向阀防止蓄能器中的有压油液倒 流。此时由蓄能器维持对系统供油而泵卸荷,从而收到节能效果。当蓄能器中油液压力降至 阀设定压力的 85%左右时,阀又复载,液压泵恢复向蓄能器充液。 这种阀也可以用于双泵高低压回路。低压时两个泵同时向系统供油,高压时此阀 使大泵卸荷并把它与高压部分隔离。 用于蓄能器的阀与蓄能器之间的压降不得超过设定压力的 10%。外泄式阀泄油口 背压不得超过设定压力的 2%。 4.确定电液控制阀

考虑执行器的控制内容、控制精度、 、响应性等,确定伺服阀、电磁比例阀、步进电 机操作的数字阀及快速电磁开关阀(脉宽调制、脉数调制)等电液控制阀的类型,这些控制阀 可以与指令电信号成比例地控制油液流量, 而且控制阀上产生比较大的压力损失。 压力损失 与流量之间有一定的关系,要选择其容量能充分包围执行器输出特性的电液控制阀。 选定电磁比例阀时要注意, 梓本上的额定流量是指阀全开时阀压降为 1MPa 的通过 流量。要在确定执行器(缸)的面积和以希望速度驱动执行器所需的流量之后,确定在动态条 件下(加速和保持速度所需)的最大负载压降和允许的阀压降,再参照样本上阀的流量增益曲 线根据流量和阀压降确定最合适的流量,最后核对工况点是否落在阀的功率容量轮廓线以 内。 选定电液伺服阀时,要通过所谓负载匹配确定油源压力、执行器{缸)面积及伺服阀 容量。 伺服阀的流量应比所需最大流量大出 10%, 留给伺服阀的压降应不小于供油压力的 1 /3, .伺服阀的 90°相移频宽应不低于系统频宽的 3 倍,详见本章 2.2.3 节。 5.确定液压泵 液压泵是液压系统的动力源。要选用能适应执行器所要求的压力发生回路的泵, 同时要充分考虑可靠性、寿命、维修性等以便所选的泵能在系统中长期运行。液压泵 的种类非常多,其特性也有很大差别,参见表 4—11。 表 4—11 液压泵种类与特性 选择液压泵时要考虑的因素有工作压力、流量、转速、定量或变量、变量方式、 容积效率、总效率、寿命、原动机的种类 、噪声、压力脉动率、自吸能力等,还要考虑与 液压油的相容性、尺寸、重量、经济性、维修性。这些因素一般已写在产品样本或技术资料 里,要仔细研究,不明确的地方最好询问制造厂。 液压泵的输出压力应是执行器所需压力、配管的压力损失、控制阀的压力损失之 和。它不得超过样本上的额定压力。强调安全性、可靠性时,还应留有较大的余地。样本上 的最高工作压力是短期冲击时允许的压力。 如果每个循环中都发生冲击压力, 泵的寿命会显 著缩短,甚至泵会损坏。 液压泵韵输出流量应包括执行器所需流量(有多个执行器时由时间图求出总流 量);溢流阀的最小溢流量、 各元件的泄漏量的总和、电动机掉转(通常 1r/s 左右)引起的流 量减少量、 液压泵长期使用后效率降低引起的流量减少量(通常 5%一 7%)。 样本上往往给出 理论排量、转速范围及典型转速不同压力下的输出流量。泵的输出流量为: ;

Q=

qn ηv 1000

式中 n——轴的转速(r/min) Q——输出流量(L/min);; ! ; 2 , q——排量(cm ); ηv 一一容积效率(%)。 , 压力越高、转速越低则泵的容积效率越低,变量泵排量调小时容积效率降低。转 速恒定时泵的总效率在某个压力下最高,变量泵的总效率在某个排量、某个压力下最高。泵 的总效率对液压系统的效率有很大影响, 应该选择效率高的泵, 并尽量使泵工作在高效工况 区。 转速关连着泵的寿命、耐久性、气穴 、噪声等。虽然样本上写着容许的转速范围,但 最好是在与用途相适应的最佳转速下使用。 特别是用发动机驱动泵的情况下, 油温低时若低 速则吸油困难,有因润滑不良引起卡咬失效的危险,而高转速下则要考虑产生气蚀、振动、 异常磨损、流量不稳定等现象的可能性。转速剧烈变动还对泵内部零件的强度有很大影响。

寿命出定义不太明确,可以说是“在—定环境下能经济地维持所需性能的时间” 。 由于液压元件的特殊性,在完全相同的条件下使用的情况并不多见,失效分布往往不明确, 寿命的估计很困难。制造厂提供的额定寿命数据,通常是根据泵内轴承的 B10 寿命(一组轴 承中有 90%能达到和超过的工作小时数)和实验测得的磨损特性确定的。寿命还与暂载率有 关。油液不清洁、安装不正确?(如轴上承受径向载荷)、使用不当(如频繁带载起动、长时间 低速运行)等会使泵夭折,而降低参数使用可以延长泵的使用寿命。 开式回路中需要泵具有一定的自吸能力。发生气蚀不仅可能使泵损坏,而且还引 起振动和噪声,使控制阀、执行器动作不良,对整个液压系统产生恶劣影响。在确认所用泵 的自吸能力的同时, 必须在考虑液压装置的使用温度条件、 液压油的粘度来计算吸油管路的 阻力的基础上,确定泵相对于油箱液位的安装位置并设计吸油管路。另外,泵的自吸能力就 计算值来说要留有充分裕量。 液压泵是主要噪声源。在对噪声有限制的场合,要选用低噪声泵或降低转速使用。 泵的噪声数据有两种,即在特定声场测得的和在一般声场测得的数据,两者之间显著不同。 用定量泵还是用变量泵,需要仔细论证。定量泵简单、便宜,变量泵复杂、贵,但 节省能量。定量泵与变量泵的适用场合见表 4—12。变量泵(尤其是变量轴向柱塞泵)的变量 机构有各种形式。就控制方法来说,有手动控制、内部压力控制、外部压力控制、电磁阀控 制、顺序阀控制、电磁比例阀控制、伺服阀控制等。就控制结果来说,有比例变量、恒压变 量、恒流变量、恒转矩变量、恒功率变量、负载传感变量等。变量方式的选择要适应系统的 要求,实际使用中要弄清这些变量方式的静特性、动特性和使用方法。不同种类的泵、不同 生产厂,其变量机构的特性不同,要认真调查。 表 4—12 定量泵与变量泵的适用场合 定量泵 液压功率小于 10kW,而且能源成本 不是重要因素 .工作循环是开关式,而且泵在不工作 时可以完全卸载 虽然负载变化很大,但多数工况下需 要泵输出的全部流量 .工作制不繁重,温升不成问题 变量泵 液压功率超过 10kW,流量需求变化 很大 要求大负载下小而精密的运动和变化 负载下的快速运动 泵服务于可任意组合的多个负载 要求很大的承载能力 .一个原动机带动多个泵,而泵的装机 容量大于原动机功率

液压系统中驱动液压泵的原动机有电动机和发动机。发动机指汽油机、柴油机等, 一般用于行走设备, 而且不是由液压系统的设计者选定的。 固定设备液压系统中驱动液压泵 的电动机需要设计者选定。根据使用环境,决定开式、封闭扇冷式、防雨保护式、防爆式等 形式及立式、卧式结构。用卧式电动机驱动时,泵需另设安装架。用立式电动机时,泵可以 藏在油箱内部,外观整齐,噪声也小。用立卧式电动机时,泵可以通过钟形罩安装在电动机 的法兰上。确定电动机的规格时,要考虑液压泵的最大轴扭矩和工作循环的平均功率。 平均功率为

Pm =

tiPmi 2 ∑ T i =1
n

式中 n——工作循环中的工步数; Pm——平均功率; Pmi--第 i 工步的功率;

T—循环周期; Ti--第 i 工步的时间。 按工作循环的平均功率选定感应电动机的容量,但尖峰超载不得大于 50%。 7.确定蓄能器 选择蓄能器涉及到两项任务。首先要确定正确的蓄能器类型,然后选择蓄能器的容 量、充气压力和规格。 隔离式充气蓄能器是最常见的形式。这类蓄能器是自成套的,尺寸小、重量轻、 响应很快、稍贵、容易维修。 把气体与油液隔开的隔离件可以是活塞、气囊或隔膜。活塞式蓄能器是圆柱形的, 一端充以高压气体,另一端储存有压油液,气液之间由浮动活塞隔离;隔膜式蓄能器往往是 球形的,以最小的重量和外形尺寸造成很大的油液容积。飞机上就用这种蓄能器。皮囊式蓄 能器有带球面封头的圆柱形外壳,壳内有橡胶皮囊。气体被封在皮囊里,油液储存于皮囊周 围的空间。壳体上端有往皮囊里充气的气阀,壳体下端是油液进出的油口,油口处有保护皮 囊防止它鼓出壳体的菌形阀。 非隔离式充气蓄能器是个局部充气的油罐。气体被封在液面以上,有液面开关防 止液面过低时气体从油口逸出。 这种蓄能器的响应比重锤式和弹簧式都快, 并能储存大量油 液。然而由于气体与油液直接接触,油液中容易有气体混入。而且为了给系统充气,可能需 要专用的阀、压缩机、控制装置等。 弹簧式蓄能器相当于带弹簧加载的浮动活塞的缸。进入蓄能器的有压油液压缩弹 簧,从而储存能量。这种蓄能器响应比重锤式快,但尺寸大、成本高,不过维修费用很低。 蓄能器压力随弹簧压缩量而变化。 重锤式蓄能器能提供与液面无关的恒定压力,但是又大又笨重,而且由于惯性原 因,对快速需求响应缓慢。 蓄能器规格的确定见第 11 章 1.3 节。 8.确定过滤器 针对液压系统的需要确定过滤器时,要确定过滤器的类型、过滤精度及尺寸大小。 过滤器的类型是指它在系统中的位置,即吸油过滤器、压力管过滤器、回油过滤 器、离线过滤器及通气过滤器。 吸油过滤器主要用来保护泵不被较大颗粒损坏,乙般用网式粗滤器。为了防止泵 气蚀,吸油过滤器的压降要严格限制,因而其面积要选得较大。 压力管过滤器主要用来保护系统中的关键元件,所以它紧挨着装在被保护元件的 上游。因为在压力管工作,所以要能耐受系统的全压力。为了始终提供保护,一般不宜带旁 通阀,但应带堵塞指示器。 回油过滤器可以去除经液压缸从外界侵入的污染物和系统中生成的污染物。系统 的回油流量有时比泵的输出流量大得多,如液压缸的面积差或蓄能器放液使回油流量加大, 在确定回油过滤器的容量时要特别注意。 由单独的泵和过滤器组成的离线过滤回路,虽然不能直接保护系统元件,但能有 效地控制系统油液的总污染度,而且可以独立运行而不受主回路工况的影响。 油箱上的通气过滤器也不容忽视。该过滤器要有与系统要求相适应的过滤精度, 以防止环境污染物浸入。同时又要有足够的通流能力,保证油箱液面升降时通气顺畅。 过滤精度的确定见第 11 章 3.4.2 节,过滤器容量的确定见第 11 章 3.4.3 节。 离线过滤器的流量至少应为系统丰泵流量的 20%。 9.确定管路尺寸 ; 管路把元件连接起来组成液压系统。管子为传递能量的有压油液提供流动通路,

为完成能量传递后的油液提供返回油箱的通路, 有时还为控树油液提供通路。 要在硬管与软 管之间作出基本选择。应尽量用硬管,因为硬管成本低、阻力小、安全。元件运动时要用软 管,有时为了装拆方便也用软管。软管还可以防振隔振。 管接头用来把管子与管子或管子与元件连接起来。常用的管接头有扩口式、卡套式、 焊接式、法兰式及软管用接头,扩口式用于低压场合的铜管或薄壁钢管及飞机液 压系统。卡套式管接头使用方便;但对管子外径尺寸精度和表面质量有一定的要求。 焊接式管接头靠密封圈密封, 适用于高压场合的低碳无缝钢管。 法兰用于大通径管子的连接, 软管接头一般与软管装成尸体出售, 这种软管总成可根据需要向管件厂订货。 选择管接头时 要考虑耐压能力,压降、结构形式、材料、成本等因素。 把板式连接的液压阀贴装在液压阀表面;或者把盖板插装阀或螺纹插装阀插入油路块 的腔孔中, ;利用油路块内部的加工孔道把各阀的相应油口沟通以组成局部回路,既可省掉 许多管子,又使结构紧凑、装拆方便,已成为许多液压系统的典型做法。有些行业(如组合 机床制造业)还开发了可以互相叠加的标准化油路块一集成块,使系统设计工作简化为功能 集成块的选用。 确定硬管尺寸时要计算管子内径、壁厚、弯头、压力损失, .见第 11 章 6 节。 10.确定热交换器 液压系统可以采用节流调速和容积调速两种控制负载速度的方法; ,节流调速是用阀来 控制去往(或来自)执行器的流量,容积调速是改变泵的排量以便泵仅输出负载所需的流量。 显然,容积调速效率较高。但是采用容积调速的系统成本较高,反应较慢。 大多数工业用液压系统采用节流调速。这种系统制造成本较低、反应较快,但是效率 较低。 以热量形式损失的功率有时接近原动机铭牌的功率, 即使设计良好的伺服阀系统也可 能把原动机功率的 60%一 80%转化为热量,而设计良好的非伺服系统可能产生输入功率的 20%一 30%热量损失。 有些掖压系统的热量是为使油液达到工作温度所需要的。冷液压油的粘度比热油高, 会使动作迟钝、压力损失过大。当系统在冬季清晨开始工作时,应该允许油液温度上升到发 热速度等于系统散热速度的平衡温度。 如果发热速度超过散热速度,多余的热量将加热油液,开始引起油液分解,在元件表 面形成粘稠物并开始使密封件变质。热量过多会破坏油液,损坏密封件,并加快泵和其他元 件的磨损。这时必须装设热交换器来控制温度。 管壳式热交换器中冷却水通入管子里,热油在壳侧绕管子流动。另一种较新的热 交换器是平板式。 每片钢板压制成波纹图形, 钢板叠合在一起形成冷却水和热油的流动通路。 板式热交换器结构紧凑,换热能力高。它能放过 lmm 的颗粒而不堵塞。由于结构所限,板 式热交换器只能用化学方法清理,而不能用机械方法清理。 当选择空气来接收废热时,采用空冷热交换器。空冷热交换器常用于车辆上。但 要注意, 发动机冷却剂未必可以用来冷却液压系统, 因为发动机冷却剂的温度很少低于液压 系统允许的工作温度(50—55'C)。 正确选择和使用热交换器可以节省时间、金钱和维修费用。许多液压传动系统没 有热交换器就不能工作。 在确定液压系统的热交换器时, 要考虑油液和系统元件可允许的温 度、系统产生的热量以及用水冷还是空冷热交换器,详见第 11 章 2.2 节。 11.确定油箱容量 : ; 油箱容量就足以保持对系统有足够的油液供应。在确定油箱容量时应考虑最低和最高 的极限温度、回路中保持的最小和最大油液体积、空气从油液中逸出所需要的镇定时间、未 采用主动温度控制时的散热能力, 以及油箱的环境和相对于系统的位置。 所选的油箱应该有 这样的公称油液容量, 即该容量等于或大于可能从系统中流进油箱的所有油液的体积, 同时

在工作循环期间能保持安全的工作液位。 此外, 公称油液容量应不小于每分钟通过油箱的最 大工作流量的 3 倍。详见第 11 章 4.3 节。 1.1.4 液压系统的计算 至此已确定了液压系统的构成和所用元件的规格。虽然尚未确定元件的布局和管 路的长度, 但要假设整个装置而计算液压系统的特性。 在确定各元件的规格时对不明之处曾 做过假设,现在要查明这些假设是否妥当。这里要计算的项目有液压系统的压力损失、流量 收支、效率、热平衡、冲击等。 液压系统情况复杂,所用元件多种多样,应该分析的内容也有所不同。应根据分析内 容的不同对液压系统进行局部简化, 或者用简易的模型代替元件, 然后计算液压系统大致的 特性。如果发生矛盾,则对液压系统进行修正或改变元件的规格。 1.液压系统的压力损失 调查从液压泵到液压执行器再到油箱的压力,看看液压执行器能否得到所需的压力。 2.液压系统的收支平衡 调查流过液压系统各部分的流量,是不足还是过大。 3.液压系统的效率 液压系统的效率指液压执行器的输出功率 PA 对液压泵的输出功率之比,即

η=

PA ppQp

式中η一液压系统的效率: PA .—液压执行器输出功率, Pp——液压泵的输出压力; Qp——液压泵的输出流量。 液压传动的总效率是指液压执行器的输出功率对液压泵的输入功率之比

η=

PA pp

式中 η -液压传动的总效率, Pp——液压泵轴功率。 为了提高液压系统的效率,首先要采用节能回路,其次是尽量减少局部损失。例如: 用容积调速代替节流调速;用溢流节流阀回路代替调速阀回路,用高低压泵组成油源,满足 工作循环中低压大流量和高压小流量的要求,高压工况下使低压大泵卸载;用定量泵、蓄能 器和卸荷溢流阀组成节能回路,采用恒压变量泵,采用负载传感变量泵节能,采用液压马达 二次调节回蹄:采用蓄能器储存得自重力负载或惯性负载的势能;合理确定泵的规格,即泵 仅供应系统所需的油液,只让最少的油液通过溢流阀;合理确定管路口径,限定管内油液摧 速。 尽可能保持层流状态; 合理确定阀的通径, 使阀内的过流面积至少为管路面锄四分之三, 采取最直接的流动路径, 即使用尽可能最短的管子; 采用数量最少的接头、 弯头和孪径接头: 尽可能避免节流等。 4.液压系统的热平衡 液压系统中的功率损失有泵和执行器内部损失,溢流阀的溢流损失及回路压力损失引 起的功率损失。这些功率揖失最终都变成热量。泵和执行器内部损失引起的发热量为 H1=Pp(1-ηpηA) 式中 H1——泵与执行器的发热量 Pp——泵的输入功率(W):

ηp——泵的总效率, ; ηA——执行器的总效率。 溢流阀的发热量为 H2=pQr 式中 H2--溢流阀的发热量(W) p--溢流阀设定压力(Pa) Qr--溢流量(m3/s)。 第 4 章 液压系统的设计 管路、阀等阻力引起的发热量为 H3=△pQ 式中 H3——阻力发热量(W); △p——压力损失(Pa); Q——通过流量(m3/s)。 液压装置的总发热量为 H=H1+H2+H3 式中 H——总发热量(W)。 工作循环的平均发热量为

Hm =

1 ∑ Hiti T

式中 Hm——平均发热量(W), T——循环周期(s), Hi——各工步中的总发热量(W) ti——各工步的时间(s)。 油箱的散热量为 H4=KA△t 式中 H4——油箱散热量(W), K——散热系数(W/m2.℃): A——散热面积(m2), △t——油温与气温之差(℃)。 散热系数 x 与通风情况有关,具体数值见表 4-13。 表 413 油箱的散热系数 K 散热条件 机器内部的油箱或挤在一起的油箱 正常空气中的钢制油箱 周围通风良好的油箱 周围强制通风的油箱 油箱内油液的温升为 散热系数 K(W/m2 ℃) 11~28 28~57 57~74 142~341

△t =

Hm - H4 VCpρ

式中△t—油箱中油液的温升(℃ /s) V—油箱中油液的体积(M3) Cp—油液的定压比热容(J/kg℃ ) ρ—油液密度(kg/m3)

表 14 不同油液的比热容与密度 油液 石油基液压油 磷酸酯液 水乙二醇液 油包水乳化液 比热容(J/kg℃ ) 1900 密度(kg/m3) 870 1150 1050 950

1.1.5 液压装置的设计 !; 回顾图 4—1 中的设计流程。功能设计得出液压系统原理图,组成元件设计确定了原理 图中各元件的规格,系统计算中分析了系统工作性能。如果这些性能可以接受,接下来通过 液压装置设计确定具体结构, 绘制液压系统产品工作图样。 液压系统中使用了大量的液压元 件、管件、密封件、标准紧固件,及电动机、联轴器、仪表、油箱附件等,所以要充分占有 这些外购件与标准件的技术资料,弄清它们的规格、型号、货源、工作原理、性能参数?安 装连接尺寸、使用注意事项等,以保证系统设计正确无误。设计完成时,除了液压装置及其 部件的装配图、自制零部件的零件图外,还应提供系统原理图、外形图、安装图、管路布置 图、自制零部件明细表、标准件外购件明细表、备料清单等技术文件。 液压系统产品,包括有一定批量的小型系统和单件小批的大型系统。机床、塑料机械、 工程机械、农业机械等成批生产的主机的液压系统多属于前一种情况,而冶金设备、水利工 程项目中的有些液压系统则属于后一种情况。但是,不论液压系统产品的批量如何,大体上 可以分成三种产品形态。最简单的系统产品是液压泵站,它由液压泵及其驱动电动机、油箱 及油箱附件、 必要的压力控制阀等组成。 系统的执行器及操作执行器的控制阀等则装在主机 上。 第二种系统产品是液压站, 它是把操作执行器的控制阀也装在上述液压泵站上组合而成 的。系统的执行器仍装在主机上。第三种形态的系统产品多为大型液压系统,它是把第二种 形态的系统产品的内容分别装设成泵站、阀架、蓄能器架等几个部分而成的。 从结构上来说, 液压系统中除了自产璘外构的各种元件和标准件外, 需要生产厂自己投 料制造或者装配的东西无非是些箱体、支架、油路块、管路和线路。由这些自制构件与外购 件组成泵装置、油箱装置、阀架和蓄能器架等产品。 1.油箱与泵装置 油箱的功能和设计要点详见第 11 章 4 节。 泵装置指液压泵及驱动泵的原动机(固定设备上的电动机和行走设备上的内燃机)组 件。泵最好由原动机经挠性联轴器直接驱动。如果通过齿轮传动、链传动或带传动间接驱动 时,泵轴上所受的径向载荷不得超过泵制造厂的规定值,否则带动泵轴的齿轮、链轮或皮带 轮应架在另外设置的轴承上。泵轴与驱动件轴之间要仔细找正,使偏心量不超过 o.08mm, 倾斜度不超过 0.05mm/mm,或者按泵制造厂的要求。 泵的安装,或者靠泵本身的脚架(图 4—14)卧式安装,或者靠泵上的安装法兰装在 角形支架(图 4—15)上,或者靠泵上的安装法兰装在钟形罩(图 4—16)上,钟形罩再装在立 卧式电动 机的轴端法兰上。 后一种情况靠止口保证泵与电动机之间的找正。 也 有在厂内 已经把泵和电机装成一体的产品(图 4—17),给用户提供了方便。 驱动电机与泵之间的联轴器,宜采用能耐受上述找正误差的挠 性联轴器,比如 说 GB5272—85 中规定的梅花形弹性联轴器(图 4—18)或 JB/ZQ4018—85 中规定 的轮 胎式联轴器(图 4—19)。 为了防止机械振动传给油箱 和管路,泵装置与外界的一切连 接都该是弹性的, 即泵的吸油管中装设橡胶补偿接管(图 4—20),出油管和泄油管中靠近泵的—段用软管,泵 与电动机组 件的底座与箱顶或机架之间装设橡胶减振器(图 4—2)。 泵的安装姿势,应使壳体泄油口朝上,以保证工作时泵壳体中始终充满油液。泵

的轴伸和联轴器等外露的旋转部分, 应该设有可拆装的防护罩来保证安全。 泵的下方应设置 滴油盘,以免检修时油液流到地上。 2.油路块 油路块(图 4—22)是由实心金属块加工而成的块体,其表面有承装板式阀的安装面、 承装插装阀的腔孔、 承接管接头或法兰的油口, 其内部有沟通阀的连接口以构成局部回路韵 孔道。有的油路块,上下两面安排公共孔道和螺钉孔,可以互相叠加,每一个油路块针对一 种典型的执行器操作回路进行标准化,称为集成块(图 4—23)。若干个集成块,加上基块和 盖板,连同各块上的阀等元件和液压泵站,即构成完整的液压系统。用油路块代替管路实现 元件间的连接,可以大幅度地减少系统装配工作量,减少泄漏机会,减小系统所占空间,缩 短执行器响应时间, 降低系统维修成本。 但是油路块需要针对每个应用场合专门进行设计和 试验。而且集成系统对粗大污染物较敏感,散热条件较差,故障诊断较困难。 设计油路块时,首先要适当地进行元件分组,即确定把哪几个阀、哪部分回路放 在一块上。如果一个油路块上的元件过多,则块体过大,块里细长孔较多,块上会出现没有 任何孔道的闲置空间而增加重量, 给毛坯的准备和块体的加工带来困难。 如果每块上元件过 少,块之间管路连接增多,则发挥不了油路块的优越性。一般来说,每块上的元件不要超过 8 个,块的大小不要超过 500mm 见方。 油路块在系统中的设置有四种情况,即设在液压站上、设在独立的阀架上、设在 主机机身侧面及直接设在执行器上(图 4—24)。确定油路块的设置之后,就要确定元件在油 路块上的布置,这时要考虑的因素有:卧式还是立式,装在面板上还是置于架台上,配管方 向如何,与其他设备干涉否,操作和维修是否方便,有没有闲置体积,如何减少磨削面,钻 孔工艺性如何等。 油路块的常用材料有热轧钢板、碳钢锻件、灰铸铁铸件、球墨铸铁件、合金铝铸件等, 其比较见表 4—14。要根据使用条件选择。 进行油路块的施工图设计时,首先要掌握毛坯的尺寸、设备能力(工作台移动距离、 加工余量)及工具情况(钻头长度),确定油路块的尺寸。铣削、磨削余量至少要留 2—3mm。 要了解所保有刀具的直径和长度。在确定孔径时要始终考虑到压力损失,把流速保持在 3— 4m/s 左右。板式阀的油口流速可能高达 8—12m/s。 ,不能按油口确定油路块孔道直径。 在钻孔与钻孔相交处,要考虑不形成污染物集存窝和气窝,容易排出切屑和去除毛刺。把较 深的盲孔改成通孔,从两面钻孔,再把一次堵上,可以改善工艺性。堵信工艺孔或备用测油 口的堵头,有锥螺纹堵头(JB/ZQ4446-86 锥管螺纹内六角螺塞,JB/ZQ4447-86 锥螺纹内六 角螺塞,JB/ZQ4448-86 锥管螺纹小外六角螺塞,JB/ZQ4449-86 锥管螺纹小外六角螺塞) ,直 螺纹堵头(JB/ZQ4450-86 外六角螺塞,JB/ZQ4444-86 内六角螺塞) ,球涨堵头(JBJ2007-88 液压气动用球涨式堵头安装尺寸) ,当然工艺孔也可以用焊接堵头或者盲法兰堵住。堵头应 设在无须拆卸管子、 元件或者块体即可接近的部位以便于维修。 测试油口周围要留有装拆测 试管路所需的空位。 不相连通的孔道之间及孔道与块体表面之间的最小壁厚可按厚壁圆筒近 似求出:

t=

d σa + p 1 2 σa p

式中 t—最小壁厚(mm) d—钻孔直径(mm) σa—许用应力(N/m2) p—压力(N/m2) 这里,σa 由下工确定:

σa =

σ 1 S

式中σ1—材料的抗拉强度(N/m2) S—安全系数(无量纲) 表 15 安全系数 S 材料 铸铁 低碳钢 铸钢 轻金属 静载荷 4 3 3 5 动载荷 重复载荷 6 5 5 6 交变载荷 10 8 8 9 15 12 15 15 冲击载荷

实际设计时,考虑到划线误差,钻头的安装误差、跳动和偏移及管螺纹的紧固力矩等 因素而把最小壁厚取为 5mm 以上。阀或法兰的安装面、中间块体的接合面的表面粗糙度 Ra 不大于 0.8。 有关尺寸公差及形位公差见 GB8090~8101-87。 连接油口及插装阀腔孔的尺寸及 公差参见有关标准(GB2877—81-.通插装式液压阀安装连接尺寸;GB/F2878 93 液压 元件螺纹连接油口型式与尺寸)。为了防止泄漏,要特别注意保证油口螺纹孔与密封圈安装 面的垂直度。另外,油路块接合曲不允许有内凹的平面度缺陷。还有,别忘了在油路块上设 置吊环。确定基准面和标注尺寸时,要考虑方便划线,减少无用的工时。油路块施工图上要 用轴测图示意地表示出孔道沟通关系。 装有有关元件的油路块部件图上要给出局部回路的原 理图(图 4—27)。 3.管路 管路尺寸的确定见第 11 章 6. 节。 2 油箱中管路的布置参见第 1l 章 4. 7 节。 4. 具 体 设计液压系统中的管路时还应注意以下事项。 管子应有弯,两个固定元件中间的一段直管子是不可取的,因为热变形会引起漏油或 损坏。 如果一个液压系统由几个独立的部分(如泵站、阀架、蓄能器架之类)组成,则置每部 分内部的管路引到该部分的一个侧面隔墙板或块上结束(图 4—28),对外连接的各油口或接 头应有与回路图上一致的标记,各油口之间要留出足够的间距以便能单独装拆每根外部接 管。 管路布置要横平竖直,整齐美观。管路不能妨碍液压元件和设备部件的调整、修理和 更换,不能妨碍设备的运行,不能妨碍人员通道、维修区、操作者活动区的畅通。管路要能 单独拆除而不打扰其他管路或元件。 管路的布置、 支撑和防护要把管路被损坏的可能性减至 最小。 管路应有充分的支撑,对于直管段,外径小于 20 的管子的支撑间距应不大于 1M,外 径在 20~40 之间者不大于 2M,外径大于 40 者不大于 3M。弯管的两端及接软管的硬管端也 应设支撑。支撑处用卡箍或管夹将管路固定,并衬以适当的减振材料。 部件之间的管路,最好采用明管以便于检修。釆用敷设在地沟坚的暗管时,地沟 要有足够的尺寸。管路在沟壁垂直排列时,地沟横向空隙在单壁布管时至少为 800mm,在 双壁布管时至少为 1200mm。管路在沟底水平排列寸,地沟深度不应超过 400mm。 管路勺法兰之间应采用对焊,焊缝要焊透,然后把内表面打酿干净。如用插焊, 则内面角焊缝也要满焊, 与油液接触处不能钉无法清理的缝隙; 内面无法打磨处不得有焊缝。 管路上要留出测压口、取样口、放气口,并妥为保护。


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液压系统设计步骤
液压系统设计步骤_机械/仪表_工程科技_专业资料。液压系统设计的步骤大致如下: 1.明确设计要求,进行工况分析。 2.初定液压系统的主要参数。 3.拟定液压系统原理图...
液压系统的设计
运行粘度(mm2/s) 110 14℃ 22℃ 29℃ 54 27℃ 34℃ 42℃ 13 62℃ 71℃ 81℃ 2.确定液压执行器 在前面的系统功能设计中,已经确定了执行器的种类、数量...
液压系统的设计步骤
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液压系统的设计计算举例
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