液压系统设计方法

液压系统设计方法液压系统是液压机械的一个组成部分，液压系统的设计要同主机的总体设计同时进行。

着手设计时，必须从实际情况出发，有机地结合各种传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压传动系统。

液压系统的设计步骤液压系统的设计步骤并无严格的顺序，各步骤间往往要相互穿插进行。

一般来说，在明确设计要求之后，大致按如下步骤进行。

⑴确定液压执行元件的形式；⑵进行工况分析，确定系统的主要参数；⑶制定基本方案，拟定液压系统原理图；⑷选择液压元件；⑸液压系统的性能验算：⑹绘制工作图，编制技术文件。

1.明确设计要求设计要求是进行每项工程设计的依据。

在制定基本方案并进一步着手液压系统各部分设计之前，必须把设计要求以及与该设计内容有关的其他方面了解清楚。

⑴主机的概况：用途、性能、工艺流程、作业环境、总体布局等；⑵液压系统要完成哪些动作，动作顺序及彼此联锁关系如何；⑶液压驱动机构的运动形式，运动速度；⑷各动作机构的载荷大小及其性质；⑸对调速范围、运动平稳性、转换精度等性能方面的要求；⑹自动化程度、操作控制方式的要求；⑺对防尘、防爆、防寒、噪声、安全可靠性的要求；⑻对效率、成本等方面的要求。

2.进行工况分析、确定液压系统的主要参数通过工况分析，可以看出液压执行元件在工作过程中速度和载荷变化情况，为确定系统及各执行元件的参数提供依据。

液压系统的主要参数是压力和流量，它们是设计液压系统，选择液压元件的主要依据。

压力决定于外载荷。

流量取决于液压执行元件的运动速度和结构尺寸。

2.1载荷的组成和计算2.1.1液压缸的载荷组成与计算图1表示一个以液压缸为执行元件的液压系统计算简图。

各有关参数已标注在图上，其中F W是作用在活塞杆上的外部载荷。

F m是活塞与缸壁以及活塞杆与导向套之间的密封阻力。

作用在活塞杆上的外部载荷包括工作载荷F g ，导轨的摩擦力F f 和由于速度变化而产生的惯性力F a 。

⑴工作载荷F g常见的工作载荷有作用于活塞杆轴线上的重力、切削力、挤压力等。

这些作用力的方向如与活塞运动方向相同为负，相反为正。

⑵导轨摩擦载荷F f对于平导轨F f ＝μ（G ＋F N ）对于V 型导轨F f ＝μ（G ＋F N ）/sin （α/2）式中 G ——运动部件所受的重力（N ）；F N ——外载荷作用于导轨上的 正压力（N ）；μ——摩擦系数，见表2—1；α——V 型导轨的夹角，一般为90°。

表2—1摩擦系数μ⑶惯性载荷F atv g G F a ∆∆= 式中 g ——重力加速度；g ＝9.81m/s 2Δv ——速度变化量(m/s)；Δt ——起动或制动时间(s)。

一般机械Δt ＝0.1～0.5s ，对轻载低速运动部件取小值，对重载高速部件取大值。

行走机械一般取Δv /Δt ＝0.5～1.5m/s 2。

以上三种载荷之和称为液压缸的外载荷F W 。

起动加速时F W ＝F g ＋F f ＋F a稳态运动时F W ＝F g ＋F f减速制动时F W ＝F g ＋F f －F a工作载荷F g 并非每阶段都存在，如该阶段没有工作，则F g ＝0。

除外载荷F W 外，作用于活塞上的载荷F 还包括液压缸密封处的摩擦阻力F m，由于各种缸的密封材质和密封形成不同，密封阻力难以精确计算，一般估算为 F m ＝（1－ηm ）F式中 ηm ——液压缸的机械效率，一般取0.90～0.95。

m WF F η=2.1.2液压马达载荷力矩的组成与计算⑴工作载荷力矩T g常见的载荷力矩有被驱动轮的阻力矩、液压卷简的阻力矩等。

⑵轴颈摩擦力矩T fT f ＝μGr式中 G ——旋转部件施加于轴颈上的径向力（N ）；μ——摩擦系数，参考表2—1选用；r ——旋转轴的半径（m ）。

⑶惯性力矩T atJ J T a ∆∆==ωε 式中 ε——角加速度（rad/s 2）；Δω——角速度变化量（rad/s ）；Δt ——起动或制动时间(s)；J ——回转部件的转动惯量(kg ·m 2)。

起动加速时T w ＝T g ＋T f ＋T a稳定运行时T w ＝T g ＋T f减速制动时T w ＝T g ＋T f －T a计算液压马达载荷转矩T 时还要考虑液压马达的机械效率ηm ＝0.9～0.98。

m WT T η=根据液压缸或液压马达各阶段的载荷，绘制出执行元件的载荷循环图，以便进一步选择系统工作压力和确定其他有关参数。

2.2初选系统工作压力压力的选择要根据载荷大小和设备类型而定。

还要考虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况等的限制。

在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看也不经济；反之，压力选得太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封、制造精度也要求很高，必然要提高设备成本。

一般来说，对于固定的、尺寸不太受限的设备，压力可以选低一些，行走机械、重载设备压力要选得高一些。

具体选择可参考表2—2和表2—3。

注意，高压化是液压系统发展趋势之一，因此压力应选得高一些，以减小系统的体积是可行的。

此外，低压阀已逐渐淘汰，即使是低压系统也应采用高压阀。

2.3计算液压缸的主要结构尺寸和液压马达的排量⑴计算液压缸的主要结构尺寸液压缸主要设计参数见图2。

图a 为液压缸活塞杆工作在受压状态，图b 为活塞杆工作在受拉状态。

活塞杆受压时，2211A p A p F -=活塞杆受拉时，1221A p A p F -=式中 A 1——无杆腔活塞有效作用面积(m 2)；A 2——有杆腔活塞有效作用面积(m 2)；P 1——液压缸工作腔压力(Pa)；P 2——液压缸回油腔压力(Pa)，即背压力。

其值根据回路的具体情况而定，初算时可参照表2—4取值。

差动连接时则要另行考虑。

D ——活塞直径(m)；d ——活塞杆直径(m)。

一般，液压缸在受压状态下工作，其活塞面积为 1221p A p F A += 运用上式须事先确定A l 与A 2的关系，或是活塞杆径d 与活塞直径D 的关系，令杆径比θ＝d ／D ，其比值可按表2—5和表2—6选取。

[])1(4221ϕπ--=p p F D 采用差动连接时，v l /v 2＝（D 2－d 2）/d 2。

如要求往返速度相同时，应取d ＝0.71D 。

对行程与活塞杆直径比l ／d ＞10的受压柱塞或活塞杆，还要做压杆稳定性验算。

当工作速度很低时，还须按最低速度要求验算液压缸尺寸minmin v q A ≥ 式中 A ——液压缸有效工作面积(m 2)；q min ——系统最小稳定流量(m 3/s)，在节流调速中取决于回路中所设调速阀或节流阀的最小稳定流量。

容积调速中决定于变量泵的最小稳定流量。

v min ——运动机构要求的最小工作速度(m/s)。

如果液压缸的有效工作面积A 不能满足最低稳定速度的要求，则应按最低稳定速度确定液压缸的结构尺寸。

另外，如果执行元件安装尺寸受到限制，液压缸的缸径及活塞杆的直径须事先确定时，可按载荷的要求和液压缸的结构尺寸来确定系统的工作压力。

液压缸直径D 和活塞杆直径d 的计算值要按国标规定的液压缸的有关标准进行圆整。

如与标准液压缸参数相近，最好选用国产标准液压缸，免于自行设计加工。

常用液压缸内径及活塞扦直径见表2－7和表2—8。

⑵计算液压马达的排量 液压马达的排量为pT V M ∆=π2 式中T ——液压马达的载荷转矩(N ·m)；Δp ——液压马达的进出口压差(Pa)。

液压马达的排量也应满足最低转速要求minmin n q V M 式中 q min ——通过液压马达的最小流量；n min ——液压马达工作时的最低转速。

2.4计算液压缸或液压马达所需流量⑴液压缸工作时所需流量q ＝Av式中 A —液压缸有效作用面积(m 2)；v ——活寨与缸体的相对速度(m/s)。

⑵液压马达的流量q ＝V M n M式中 V M ——液压马达排量(m3/r)；n M ——液压马达的转速(r/s)。

2.5绘制液压系统工况图工况图包括压力循环图、流量循环图和功率循环图。

它们是调整系统参数、选择液压泵、阀等元件的依据。

⑴压力循环图——(p —t )图通过最后确定的液压执行元件的结构尺寸，再根据实际载荷的大小，倒求出液压执行元件在其动作循环各阶段的工作压力，然后把它们绘制成(p —t )图。

⑵流量循环图——(q —t )图根据已确定的液压缸有效工作面积或液压马达的排量，结合其运动速度算出它在工作循环中每一阶段的实际流量，把它绘制成(q —t )图。

若系统中有多个液压执行元件同时工作，要把各自的流量图叠加起来绘出总的流量循环图。

⑶功率循环图——(P —t )图绘出压力循环图和总流量循环图后，根据P ＝pq ，即可绘出系统的功率循环图。

3.制定基本方案和绘制液压系统图3.1制定基本方案⑴制定调速方案液压执行元件确定之后，其运动方向和运动速度的控制是拟定液压回路的核心问题。

方向控制用换向阀或逻辑控制单元来实现。

对于一般中小流量的液压系统，大多通过换向阀的有机组合实现所要求的动作。

对高压大流量的液压系统，现多采用插装阀与先导控制阀的逻辑组合来实现。

速度控制通过改变液压执行元件输入或输出的流量或者利用密封空间的容积变化来实现；相应的调速方式有节流调速、容积调速以及二者的结合——容积节流调速。

节流调速一般采用定量泵供油，配以溢流阀，用流量控制阀改变输入或输出液压执行元件的流量来调节速度。

此种调速方式结构简单。

由于这种系统必须用溢流阀溢流恒压，有节流损失和溢流损失，故效率低，发热量大，用于功率不大的场合。

容积调速是靠改变变量泵或变量马达的排量来达到调速的目的。

其优点是没有溢流损失和节流损失，效率较高。

但为了散热和补充泄漏，需要有辅助泵。

此种调速方式适用于功率大、运动速度高的液压系统。

容积节流调速一般是用变量泵供油，用流量控制阀调节输入或输出液压执行元件的流量，流量控制阀是泵的负载，使泵的供油量与需油量相适应。

此种调速回路效率也较高，速度稳定性较好，但其结构比较复杂。

节流调速又分别有进油节流、回油节流和旁路节流三种形式。

进油节流起动冲击较小，回油节流常用于有负值负载的场合，旁路节流多用于高速。

调速回路一经确定，回路的循环形式也就随之确定了。

节流调速一般采用开式循环形式。

在开式系统中，液压泵从油箱吸油，压力油流经系统释放能量后，再排回油箱。

开式回路结构简单，散热性好，但油箱体积大，容易混入空气。

容积调速大多采用闭式循环形式。

闭式系统中，液压泵的吸油口直接与执行元件的排油口相通，形成一个封闭的循环回路。

其结构紧凑，但散热条件差。

⑵制定压力控制方案液压执行元件工作时，要求系统保持一定的工作压力或在一定压力范围内工作，也有的需要多级或无级连续地调节压力，一般在节流调速系统中，通常由定量泵供油，用溢流阀调节所需压力，并保持恒定。